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zs631jc23 63 机床 床身 工作 台面 工艺 专用 主轴 部分 部份 设计
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本设计已经通过答辩,如果需要图纸请联 系 QQ 251133408 佳文设计佳效为您服务, 专业团队代做毕业设计,质量速度有保证。 下面是整个内容简介、目录、任务书、图 纸量信息、字数统计等。 目目录录 第一章:参考文 献 第二章:设计课题内容简 介 第三章:总体方案的确 定 第四章:主轴箱的设 计 一主轴箱总体设计概 述 二确定箱体结构图,绘制原始数据 图 三主轴箱动力计 算 四传动方案的确定 (一)确定传动组数目及顺 序 (二)确定传动系统中轴的数 目 (三)确定传动比、拟订转速 图 第五章:齿轮的设计及强度校 核 第六章:轴的设计及强度校 核 第七章:轴承的选 用 第八章:主轴箱润 滑 第九章:轴承的强度校 核 第十章:总装图的确 定 第十一章:自我评 价 第一章:参第一章:参 考考 文文 献献 1、组合机床设计组合机床设计沈阳工业大学等编 上海科学技术出版社 2、毕业设计指导书毕业设计指导书李恒权 等编 青岛海洋大学出版社 3、金属机械加工工艺人员手册金属机械加工工艺人员手册赵如福 主编 上海科学技术出版社 4、金属切削机床夹具设计手册金属切削机床夹具设计手册上海柴油机厂工艺设 备研究所 机械工业出版社 5、机械制图机械制图大连理工大学工程 画教研室 高等教育出版社 6、互换性与测量技术互换性与测量技术陈于涛 主编 机械工业出版社 7、工装设计工装设计陈立德 主编 上海交通大学出版社 8、机械制造技术机械制造技术李华 主编 高等教育出版社 9、金属工艺学金属工艺学丁德全 主编 机械工业出版社 10、非标准设备设计非标准设备设计姚永明 主编 上海交通大学出版 第二章第二章 设计课题设计课题内容内容简简介介 一.课题的来源. JC23-63A 冲压机床是扬州扬力集团的新产品,年产量为 4 千台.冲压机床是 冲压床的主要零件. 该零件加工部位加工的部位多,加工量大,精度要求高,针对生产现状和要求,设 计 JC23-63A 冲压机床滑动导轨为夹紧定位面,把专用机床固定在被加工机身上, 这是由于被加工件的特点决定的,它体积和重量较大,如果用专用夹具对其进行 夹紧是不太现实的,因此我们依靠它的自身的特点,把专用机床安装在工件上,这 样不仅省时,省力,有节约了成本. 二二.设计设计的基本要求的基本要求 作为针对 Jc2363A 机床床身镗孔工艺而设计的专用机床,我们要保证其 满足以下要求: 1. 满足加工质量的要求:尺寸,形状,精度,形位公差。 2. 满足提高生产率的要求。 3. 结构简单,设计制造容易。 4. 操作维修方便,使用安全可靠。- 5. 保证体积小,占用面积少。 6. 成本较低,一般应低于同样通用机床、组合机床 7. 其他,诸如:外形美观、噪音较低、清除切屑容易 符合环保要求等。 三三.专专用机床用机床设计设计中中应应注意的几个注意的几个问题问题 1. 由于专用机床只适用于特定的工序,所以对于尺寸或重量大的专用机床, 只有在产品的生产期足够大,批量足够大的情况下才值得设计制造。 2. 取得组合机床部件较方便时,可优先考虑采用组合机床,这样可以减少设 计制造专用机床占用的时间。 3. 专用机床应立足于本企业进行设计和制造,否则会增大制造成本。 4. 要求机床占用车间面积较小时应优先考虑采用专机,因为专机比相同用途 改装过的机床和组合机床的结构较紧凑,占地面积较少。 5. 专用机床在工艺性能上, (如精度,表面粗糙度,生产效率等方面)如果 得不到满足应从头检查设计思想、设计方法、加工质量装配质量等。找出 问题进行解决,而不要轻易否定专用机床本身。 毕毕 业业 设设 计计((论论文文)) 设计(论文)题目:Jc23Jc2363A63A 机床床身工作台面机床床身工作台面 工艺专用机床主轴箱部分设计工艺专用机床主轴箱部分设计 1 目目录录 第一章:参考文献 第二章:设计课题内容简介 第三章:总体方案的确定 第四章:主轴箱的设计 一主轴箱总体设计概述 二确定箱体结构图,绘制原始数据图 三主轴箱动力计算 四传动方案的确定 (一)确定传动组数目及顺 序 (二)确定传动系统中轴的数 目 (三)确定传动比、拟订转速 图 第五章:齿轮的设计及强度校核 第六章:轴的设计及强度校核 第七章:轴承的选用 第八章:主轴箱润滑 第九章:轴承的强度校核 第十章:总装图的确定 第十一章:自我评价 2 第一章:参第一章:参 考考 文文 献献 1、组合机床设计组合机床设计沈阳工业大学等编 上海科学技术出版社 2、毕业设计指导书毕业设计指导书李恒权 等编 青岛海洋大学出版社 3、金属机械加工工艺人员手册金属机械加工工艺人员手册赵如福 主编 上海科学技术出版社 4、金属切削机床夹具设计手册金属切削机床夹具设计手册上海柴油机厂工艺设备研究所 机械工业出版社 5、机械制图机械制图大连理工大学工程画教研室 高等教育出版社 6、互换性与测量技术互换性与测量技术陈于涛 主编 机械工业出版社 7、工装设计工装设计陈立德 主编 上海交通大学出版社 8、机械制造技术机械制造技术李华 主编 高等教育出版社 9、金属工艺学金属工艺学丁德全 主编 机械工业出版社 10、非标准设备设计非标准设备设计姚永明 主编 3 上海交通大学出版 第二章第二章 设计课题设计课题内容内容简简介介 一.课题的来源. JC23-63A 冲压机床是扬州扬力集团的新产品,年产量为 4 千台.冲压机床是冲压床的 主要零件. 该零件加工部位加工的部位多,加工量大,精度要求高,针对生产现状和要求,设计 JC23-63A 冲压机床滑动导轨为夹紧定位面,把专用机床固定在被加工机身上,这是由于被 加工件的特点决定的,它体积和重量较大,如果用专用夹具对其进行夹紧是不太现实的,因 此我们依靠它的自身的特点,把专用机床安装在工件上,这样不仅省时,省力,有节约了成 本. 二二.设计设计的基本要求的基本要求 作为针对 Jc2363A 机床床身镗孔工艺而设计的专用机床,我们要保证其满足以下 要求: 1. 满足加工质量的要求:尺寸,形状,精度,形位公差。 2. 满足提高生产率的要求。 3. 结构简单,设计制造容易。 4. 操作维修方便,使用安全可靠。- 5. 保证体积小,占用面积少。 6. 成本较低,一般应低于同样通用机床、组合机床 7. 其他,诸如:外形美观、噪音较低、清除切屑容易 符合环保要求等。 三三.专专用机床用机床设计设计中中应应注意的几个注意的几个问题问题 1. 由于专用机床只适用于特定的工序,所以对于尺寸或重量大的专用机床,只有在产 品的生产期足够大,批量足够大的情况下才值得设计制造。 2. 取得组合机床部件较方便时,可优先考虑采用组合机床,这样可以减少设计制造专 用机床占用的时间。 3. 专用机床应立足于本企业进行设计和制造,否则会增大制造成本。 4. 要求机床占用车间面积较小时应优先考虑采用专机,因为专机比相同用途改装过的 机床和组合机床的结构较紧凑,占地面积较少。 5. 专用机床在工艺性能上, (如精度,表面粗糙度,生产效率等方面)如果得不到满足 应从头检查设计思想、设计方法、加工质量装配质量等。找出问题进行解决,而不 要轻易否定专用机床本身。 4 第三章第三章 总总体方案的确定体方案的确定. 一.加工工艺分析 被加工零件需要在组合机床上完成加工工序及应保证的加工的精度是制定机床的主 要依据,本机床是为加工 JC23-63 冲压机床工作台部分而设计的,被加工机床的工作台面 是一个比较大的平面,为了使工作台面的平面度达到 1000 毫米的长度内偏差为 0.02-0.05 毫米,表面粗糙度 Ra3.2 微米,对于定位基准面的平行度可以保证在 0.05 毫米以内,到定 位基准面的距离(L<500MM)尺寸公差可以保证在 0.05 毫米以内. 二.被加工零件的特点. 被加工零件的毛坯为铸件,材料为 HT200,硬度为 HB150-200,工作台面的长为 720mm, 宽为 480mm,高为 200mm.工件壁厚较均匀,刚性较好. 三.定位基准及加紧点的选择 由于机床本身的体积和重量较大,所以把专用机床固定在机身上,专用机床的底座 与工件的导轨是接触,可以消除 Z 的移动、X 的转动、Y 的转动三个自由度,由于接触面积 较大,定位可靠是主要的定位面,再以被加工零件的几个孔定位,可以消除 X 的移动,Y 的移 动,Z 的转动,由于加紧力是由上自下,由于夹紧力较大故采用两夹紧点对称布置. 四.机身配置形式及结构方案的确定 根据被加工零件的特点,加工要求,加工工艺过程方案,生产效率及现场 调研等情况,经分析认为采用以工件为定位基准,加工工作台面,并采用多刃,端面铣 刀以提高效率。 5 第四章主第四章主轴轴箱的箱的设计设计 一.主轴箱总体设计概述 主轴箱是本专用机床的重要不见之一.它通过按一定速比排布的齿轮,将电动机 给动力箱传来的动力传递给工作主轴,是其获得一定的动力,转速和转向. 根据被加工零件的特点,确定该专用机床的主轴箱安装在动力箱前面. 二.确定箱体结构图,绘制原始数据图 主轴箱及前后盖由前面选材知,均采用灰铸铁 HT200.箱体的形状和尺寸按标准 GB3668.1-83 选择.确定箱体外形的尺寸和在加工时的方便而得到的效率,初步确定箱 体外形尺寸. 由于在加工时选用直径 500 面铣刀,则在选择箱体宽度时 B 须大于 400. 确定箱体高度 h 由机床总体设计,采用 4 级变速 最低主轴高度 h1为: h1=d/2++(8-10) d 为主轴齿轮的齿顶圆直径, 为箱壁的厚度. 计算得: h1=126+25+(8-10) =160.5 再根据机床总体设计的齿轮之间的中心距,初步确定主轴箱高度: h=160.5+202.5+152.5+144+131+172 =1010(mm) 根据上述计算值,按主轴箱轮廓尺寸系列标准,最后确定主轴箱轮廓尺寸为: B*h=5001000 根据以上的数据绘制主轴箱设计原始数据图: 6 三.机床主轴箱动力计算 1.运动形式的确定 (1)主轴箱与工件之间轴向定位,将刀头引入加工位置,在切削过程中设有相对位 移. (2)切削运动是由主轴箱传动使刀轴旋转,进行切削。 (3)进给运动是丝杠传动 2.刀头形状和切削用量计算 (1)刀具材料:YG8;结构形式为了能够方便换用刀具选用镶齿结构形式 刀头形状见图: (2)切削用量: a.刀具耐用度 参考<,得 T=420min; b.进给量的确定 参考<,f=0.2mm/r; c.切削速度: 参考<,v=41m/min; 计算刀轴转速 n==26(r/min) 1000 182 3.14 500 3.主轴箱所需动力计算 查工艺人员手册,得公式: 圆周铣削力 Fx=KFZ wFqF uFyFXF nd ZawafapCF 0 7 其中CF 为系数,ap 为切削深度,af为每齿进给量,aw 为铣削宽度, 。 z为刀齿数,n 为转速 XF 为切削深度对铣削力的影响; yF 为进给量对铣削力的影响; uF 为切削宽度对铣削力的影响 qF 为铣刀直径对铣削力的影响 KFZ为切削条件改变时的修正系数; Fx=0.64 wFqF uFyFXF nd ZawafapC 0 =10036N 铣削扭矩: M= 10002 FxD =2509Nm 铣削功率: P= 100006 Fxv =5.04kw 选用电机时,考虑机械效率 =0.85,考虑刀头磨钝,系数 k=1.2, N动=kP/ =1.25.04/0.85=7.2kw 根据计算值选动力箱,查机床设计手册 ,选 7.5kw 功率电机为宜。 切削参数如下表: 主轴扭矩 M主(N*mm) 切削速度 V(m/min) 进给量 f(mm/r) 主轴转速 N(r/min) 刀具耐用 度T(min) 动力箱总 功率 (kw) 25091820.11164207.2 4由以上计算得: 选用 Y160M-6 三相异步电动机 技术数据如表: 功率 (kw) 电流 (A) 转速 (r/min) 效 率 (%) 功率因数 (cos) 堵转 转矩 堵转 电流 最大 转矩 7.517.0970860.782.06.52.0 8 四传动方案确定 1.确定传动组数及顺序 由于本专机在整个工件加工过程中有两道工序,即铣削工作台面和铣削 T 型 槽,前面已经确定了加工工作台面的转速,加工 T 型槽的刀具查工艺人员手册 ,确 定所需刀轴转速 26r/min.在设计时由于考虑专机实用性,要求还需另外一个转速,为 116r/min。 由此确定主轴箱 2 级变速,现在确定变速轴在传动中的顺序。 由经验的知,通常非标准设备主轴转速常比电动机转速低,由电机到主轴其 总的趋势是降速,在分级变速情况下,按传动顺序来说,靠近主轴的传动轴的最低转 速较低,起承受的扭矩较大,因此,传动件的尺寸也较大;而靠近电机的传动中,所 需尺寸则相应较小。因袭在设计传动时,遵循“传动件前多后少”的原则,遵循这个 原则,初步设想将变速放在二轴。 2确定传动轴的数目 一般传动中轴的数目要比传动组的数目多一个,这时电机轴就是第一轴的 主动轴,而主轴 则是最后一个从动轴。本专机虽然转速级数不多,不应该过过多的传 动轴,因为用过多的传动轴结构回比较大。但是为了避免电动机产生的振动和热量传 给主轴,设想采用四级传动,其中一组速比不大的传动,起“分离传动”的作用。通 常起“分离传动作用”都是用一组皮带传动,比如内专机只所以不用皮带传动,是因 为主轴箱在总设计中是放在进给箱前面的,如果用皮带传动在实际应用中回比较困难。 3.拟订转速图,确定传动比 选用电机转速为 970r/min,需要的刀轴转速分别为 116r/min,26r/min. 查非标准设备设计 ,获得有关传动比设计的经验数据,分配各轴传动比 1:2.1,1.7:1,1:2,1:3.5 和 1:2.1,1:2.6,:1:2,1:3.5 9 齿轮齿数比分别为 21:45,36:21,21:40,18:63 21:45,20:52,21:40,18:63 五齿轮的设计 (一)电机齿轮的设计 1. 选齿轮精度等级,材料及齿数 选 8 级精度齿轮,在传动中无特殊要求,均采用 45 钢软齿面,小齿轮. 调质 217255HBS;大齿轮正火 162217HBS,Z1=21,Z2=45 2.按齿面接触疲劳强度设计 d1t 2 3 ) * (* 1 * 4 12 H ZHZE u u d ktT 式中下标 t 代表试选,是因为齿轮参数待求不,无法确定 k 值。试选 Kt=1.4,开始是可能预选数与实际数相差较多,但后面还进行校正。 T1=9.5510 P1/n1 6 =9.5510 7.5/970=73840Nmm 6 由手册查得,本齿轮为非对称布置, 取 d=0.8 再查机床设计手册 得: ZE=189.8 ZH=2.5; 2 mm N 齿轮的接触疲劳极限 Hlim1=595N/mm Hlim2=555N/mm; 22 N1=60n1jLn=609701(2830010) =2.810 9 10 N2=N1/=2.810 /2.1=1.310 99 由机床设计手册 ,查得: 接触疲劳寿命系数 ZN1=1,ZN2=1; 取 SH=1,则 H1==5951/1=595N/ mm SH ZNH11lim 2 H2==5551/1=555 N/ mm SH ZNH22lim 2 取H2代入计算: d1t 2 3 ) * (* 1 * 4 12 H ZHZE u u d ktT =82.3mm v===4.17m/s6m/s 100060 1 md 100060 970 3 . 8214 . 3 所以 8 级精度合适。 现在可以准确的计算 k 值 ==0.88 100 1VZ 100 2117 . 4 查手册得: kv=1.1 kA=1 k=1.08 则系数 k=kvkkA=1.111.08=1.086,需修正。 d1=77.9 主要尺寸则由上述计算可得: m=77.9/21=37.1,取标准值 m=4; 分度圆 d1=mZ1=421=84mm; d2=mZ2=445=180mm; 此两直径为最后齿轮的直径值。 则由此可计算出齿轮的其他参数值, 中心距 a==84+180=132mm; 2 21dd 齿宽 b=dd1=820.4=32.8; 圆整取 b1=b2=30mm. 3校核齿根曲疲劳强度 F=2kT1/bd1mYFYsF 查手册得:YF1=2.76 YF2=2.17; 同样查得:Ys1=1.55 Ys2=1.8 Flim1=440N/mm Flim2=420N/mm . 22 YN1=1, YN2=1, 取 SF=1.4 11 F1=Flim1YN1/SF=440*1/1.4=314.3N/mm2 F1= Flim2YN2/SF=420*1/1.4=300N/mm2; F1==2.761.5511 1 12 YsYF bmd kT 82430 73840186 . 1 2 =76N/mm 2 F1==76=69.5N/mm2 22 21 F YsYF YsYF 55 . 1 76 . 2 8 . 117 . 2 2 则由上述计算可知,弯曲疲劳强度足够。 4结构设计 由上面计算则可得出结构 齿顶高 ha=ha m=14=4mm * 齿根高 hf= (ha +c)m=(1+0.25)4=5mm ** 齿根高 h=ha+hf=9mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=82+24=90mm da2=d2+2ha=180+24=188mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf=82-25=72mm df2=d2+2ha=180-25=170mm 基圆直径 db1=d1cos=82cos20 =77mm 0 db2=d2cos=180cos20 =169mm 0 齿厚 S s===6.28 2 m 2 414 . 3 齿槽宽 e===6.28 2 m 2 414 . 3 中心距 a==84+180=132mm 2 21dd 顶隙 C=cm=0.254=1mm * 齿轮结构图参见零件图。 (二)轴齿轮设计 根据设计轴齿轮的方法,同样可设计出轴齿轮结构。 轴齿轮结构尺寸如下: 模数 m1=4 m2=5 齿数 Z1=20 Z2=36 齿形角 =20 0 分度圆直径 d1=mZ1=420=80mm D2=mZ2=536=180mm 齿顶高 ha1=ha m1=14=4mm * Ha2=ha m2=15=5mm * 齿根高 hf1= (ha +c)m1=(1+0.25)4=5mm ** Hf2= (ha +c)m2=(1+0.25)5=6.25mm ** 齿全高 h1=ha1+hf1=4+5=9mm 12 H2=ha2+hf2=5+6.25=11.25mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=80+24=88mm da2=d2+2ha2=180+25=190mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf=80-25=70mm df2=d2+2ha=180-26.25=167.5mm 齿距 p1=m1=3.144=12.56mm p1=m2=3.145=15.7mm 齿厚 S S1===6.28mm 2 1m 2 414 . 3 S1===7.25mm 2 2m 2 514 . 3 齿槽宽 e1===6.28mm 2 1m 2 414 . 3 e2===7.25mm 2 2m 2 514 . 3 顶隙 C1=cm1=0.254=1mm * C1=cm2=0.255=1.25mm * 齿轮结构图参见零件图。 (三)轴齿轮结构设计 由上面设计齿轮的过程,同样可设计出轴齿轮的结构。 结构尺寸如下: 模数 m1=5 m2=4 齿数 Z1=21 Z2=52 齿形角 =20 0 分度圆直径 d1=mZ1=521=105mm D2=mZ2=452=208mm 齿顶高 ha1=ha m1=15=5mm * Ha2=ha m2=14=4mm * 齿根高 hf1= (ha +c)m1=(1+0.25)5=6.25mm ** Hf2= (ha +c)m2=(1+0.25)4=5mm ** 齿全高 h1=ha1+hf1=5+6.25=11.25mm H2=ha2+hf2=4+5=9mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=105+10=115mm da2=d2+2ha2=208+8=216mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf=105-26.25=92.5mm df2=d2+2ha=208-25=198mm 齿距 p1=m1=3.145=15.7mm p1=m2=3.144=12.56mm 13 齿厚 S S1===7.25mm 2 1m 2 514 . 3 S1===6.28mm 2 2m 2 414 . 3 齿槽宽 e1===7.25mm 2 1m 2 514 . 3 e2===6.28mm 2 2m 2 414 . 3 顶隙 C1=cm1=0.255=1.25mm * C1=cm2=0.254=1mm * 齿轮结构图参见零件图。 (四)轴齿轮结构设计 由上面设计齿轮的过程,同样可设计出轴齿轮的结构。 结构尺寸如下: 模数 m1=5 m2=5 齿数 Z1=40 Z2=18 齿形角 =20 0 分度圆直径 d1=mZ1=540=200mm D2=mZ2=518=90mm 齿顶高 ha1=ha m1=15=5mm * Ha2=ha m2=15=5mm * 齿根高 hf1= (ha +c)m1=(1+0.25)5=6.25mm ** Hf2= (ha +c)m2=(1+0.25)5=6.25mm ** 齿全高 h1=ha1+hf1=5+6.25=11.25mm H2=ha2+hf2=5+6.25=11.25 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=200+10=210mm da2=d2+2ha2=90+10=100mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf=200-26.25=187.5mm df2=d2+2ha=90-26.25=77.5mm 齿距 p1=m1=3.145=15.7mm p1=m2=3.145=15.7mm 齿厚 S S1===7.25mm 2 1m 2 514 . 3 S1===7.25mm 2 2m 2 514 . 3 14 齿槽宽 e1===7.25mm 2 1m 2 514 . 3 e2===7.25mm 2 2m 2 514 . 3 顶隙 C1=cm1=0.255=1.25mm * C1=cm2=0.255=1.25mm * 齿轮结构图参见零件图。 (五)主轴齿轮结构设计 由上面设计齿轮的过程,同样可设计出轴齿轮的结构。 结构尺寸如下: 模数 m=5 齿数 Z=63 分度圆直径 d=mZ=563=315 齿顶高 ha=ha m=15=5mm * 齿根高 hf= (ha +c)m=(1+0.25)5=6.25mm ** 齿根高 h=ha+hf=5+6.25=11.25mm 齿顶圆直径 da=d+2ha=315+25=325mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf=315-26.25=302.5mm 基圆直径 db=dcos=315cos20 =296mm 0 齿距 P=m=3.145=15.7mm 齿厚 S s===6.28mm 2 m 2 414 . 3 齿槽宽 e===6.28mm 2 m 2 414 . 3 中心距 a===202.5mm 2 21dd 2 31590 顶隙 C=cm=0.255=1.25mm * 齿轮结构图参见零件图。 六轴的设计 (一)花键轴的设计 1.求花键轴的功率 P、转速 n、转矩 T P=P=7.50.97=7.175kw N1== 1 . 2 970 =462kw 1 . 2 n T=9.5510 =155604Nmm 6 462 175. 7 2初步估算轴的最小直径 d1-2=A=(107-118) =30mm; n P 3 462 175 . 7 3 考虑轴上键槽削弱,轴径需增大,取 d1-2=45mm。 15 3轴的结构设计 (1)拟订轴上零件的装配方案 轴上大部分零件包括轴承,轴套,滑移齿轮,大齿轮,右轴承,仅 右端轴承和端盖装配。 (2)根据轴向定位及固定要求,确定轴的各段直径和长度。 轴结构如图: 轴结构说明: 轴段位置轴段直径和长度 (mm) 说明 D1-2=d5-6=45 这两段轴径有滚动轴承的内圈 孔径决定。初选圆柱滚子轴承 7309,其尺寸 dDT=4510025,故 d2- 16 3=d6-7=45。装轴承段 d1- 2 5-6 l1-2=l5-6=25 该轴段长度有滚动轴承宽度决 定故 l2-3=l5-6=T=25mm. D2-3=50 考虑齿轮装卸方便,取 d2- 3d1-2=45。花键段 2-3 L2-3=120 此段长度取决于总体设计。 D4-5=66 齿轮左端轴环定位,根据 d4- 5=50,按设计手册推荐轴环高 度 h=(0.07d+30.1d+3) =(0.0750+3 0.150+3)=6.510。取 h=8. 故取轴环直径 d4-5=d3- 4+28=66 轴环段 3-4 L4-5=10 轴环宽度一般为高度的 1.4 倍, 即 l4-5=1.4h=11.2 但由于设 计方面的要求,取 l4- 5=10mm。 d4-5=54 设计所计算所得。齿轮段 4-5 l4-5=135 设计时计算所得。 (3)轴上零件的周向固定 齿轮与轴采用平键联接。按轴径尺寸由机械设计手册查得, 采用平键尺寸为 bhl=18728。同时为了保证齿轮与轴的良好的 对中性,故采用 H7/r6 的配合。滚动轴承与轴的周向固定采用过盈联接 来保证,选 H7/m6。 (4)轴端倒角取 245。 4选择轴的材料,确定许用应力 轴的材料:该轴无特殊要求,选用 45 钢,调质处理。由于的尺寸较 大,性能数据,按毛坯直径200mm 的选用,查手册得,B=650 N/mm ,s=360 N/mm ,-1=300 N/mm , 222 -1=155 N/mm . 2 许用应力:由手册查得:+1b=215 N/mm , 2 0b=100 N/mm ,-1b=60 N/mm 22 5.选轴的材料,确定许用应力 轴的材料选用时考虑到无特殊要求,选用 45 钢,调质处理.由于尺寸较 大,性能数据按毛坯尺寸200mm,查手册得 B=650N/mm 2 抗拉屈服极限 B=360N/mm ,弯曲疲劳极限 -1=300N/mm 剪切疲劳极限 - 22 1=155 N/mm . 2 许用弯曲应力: +1=215 N/mm , 0=100 N/mm , 22 17 -1=60N/mm . 2 6.画轴的结构简图,计算支反力. 画轴的结构简图,可确定出轴承支点跨距 L2=32mm,L3=172mm,悬臂 L1=92mm,由此可画出轴的受力简图. 水平面支反力 RBH===1475N 32 3 LL LFt 17232 1721758 RDH=Ft-RBH=1758-1475=283N 垂直面支反力 RBv===537N 32 3 LL FrL 17232 172640 RDV=Fr-RBv=640-537=103N 7.水平面弯矩图,扭矩图 (1)水平面弯矩图 MH 截面 C 处 McH=RBHL2=147533=48675Nmm (2)垂直面弯矩图 截面 C 左边 Mcv1=RDVL3=103172=Nmm 截面 C 右边 Mcv2=RBvL2=53733=17721Nmm (3)合成弯矩图 截面 C 左边 Mc1===51800Nmm 22 1McvMcH 22 1771648675 截面 C 右边 Mc2===51800Nmm 22 2McvMcH 22 1772148675 (4)扭矩图 扭矩 T=73841Nmm 8.按弯扭合成应力校核轴的强度 从计算可得截面 C 处弯矩最大,应该校核该截面的强度, 截面 C 的当量弯矩 ===0.6 bb 1 100 60 Me===61626Nmm 22 TMc 22 7384151800 查工艺人员手册,得公式: a==7.48N/mm 3 451 . 0 68216 2 则校核结果:b-1=60 N/mm,截面 C 强度足够. 2 9按疲劳强度精确校核轴的安全系数 判断危险剖面:截面 A,2,3,B 主要受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过 盈配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是 18 按联轴器所设计的,所以这几个截面均不需要校核。 从应力集的对轴的疲劳强度影响来看,截面 C 处过盈联接,所引起的 应力集中最重,从受载情况来看,截面 C 的弯矩最大。所以校核截面 C 的 疲劳强度。如下表: 计算内容及公式计算结果说明 扭矩 T (Nmm) 15560 由计算得到 合成弯矩 M (Nmm ) 2 51800 由计算得到 轴的直径(mm) 50 由计算得到 抗弯截面模量 Wc=- 32 3 d d tdbt 2 )( 2 10194 由机械设计得 公式 抗扭截面模量 Wc=- 16 3 d d tdbt 2 )( 2 22460 由机械设计得 公式 弯曲应力幅 (Nmm ) 2 W M a 5.08 按对称循环系数应 力计算 扭转应力幅 (N/mm ) 2 WT MT a 2 1.64 按脉动循环系数应 力计算 扭转平均剪应力 (Nmm )m 2 1.47 按脉动循环系数应 力计算 弯曲扭转的疲劳强度 -1=255 -1=140 由机械设计得 公式 弯曲扭转的等效系数 =0.2 =0.1 由机械设计得 公式 0.84 尺寸系数 0.78 由机械设计得 公式 表面质量系数 0.9 由机械设计得 公式 由机械设计得 公式 K=1.66(圆角处) K=1.43 K=2.63(配合处) K=1.89 有效应力集中系数 取 K=2.63 K=1.89 19 只考虑弯曲作用时的 安全系数 mda K S 1 17.7 由机械设计得 公式 只考虑弯曲作用时的 安全系数 mda K S 1 34.1 由机械设计得 公式 安全系数 22 SS SS S 15.7 由机械设计得 公式 许用安全系数为 1.51.8,由上面计算可知,安全系数足够。 . (二)轴的设计 1求轴的功率 P,低转速 n,转矩 T P3=P =7.50.97 =7.057kw 22 N3=970=178r/min 1 . 2 1 6 . 2 1 于是,T=9.5510 =378619Nmm 6 178 057 . 7 2.求作用在齿轮上的力 因已经知道大齿轮的分度圆直径为: D1=mZ1=452=208mm; 圆周力 Ft===3640N; D T2 208 3786192 径向力 Fr=Fttg =3640tg20=1324N; 小齿轮分度圆直径为: D2=mZ2=215=105mm; 圆周力 Ft===7212N D T2 105 3786192 径向力 Fr= Fttg = 7212tg20=2625N 3.初步估算轴的最小直径 此轴有两个转速,但由于设计时要满足两个转速下的工作环境, 故在设计中用低转速来求最小直径,这样才能保证哟足够的强度进行 20 工作。 安装轴承处为轴的最小直径 d1-2=A=(107-118) =33mm n P 3 2722 057 . 7 3 考虑轴上键槽削弱,轴径需增大,取 d1-2=50mm。 4轴的结构设计 (1)拟订轴上零件的装配方案 轴上大部分零件包括轴承,轴套,大圆柱齿轮,轴套、小圆柱齿轮, 右轴承,仅右端轴承和端盖装配。 (2)根据轴向定位及固定要求,确定轴的各段直径和长度。 5画轴的结构简图,确定许用应力 轴的材料:该轴无特殊要求,选用 45 钢,调质处理。由于的尺寸较 大,性能数据,按毛坯直径200mm 的选用,查手册得,B=650 N/mm ,s=360 N/mm ,-1=300 N/mm , 222 -1=155 N/mm . 2 许用应力:由手册查得:+1b=215 N/mm , 2 0b=100 N/mm ,-1b=60 N/mm . 22 轴结构如图: 21 6.画轴的计算简图,计算支反力 画轴的计算简图,确定轴承支点跨距 L1=35mm,L2=99mm,L3=78mm, 水平面支反力 RAH===-6327N 21 21 LL FtLFtL 9935 1447212353640 RDH=F
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