車床主軸箱 銑床主軸箱CAD圖紙資料若干

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(3)主軸軸徑的估算 主軸前軸徑的尺寸D1，根據(jù)電動機的額定功率P=7.5KW，D1應(yīng)在90~120之間， 取D1=95mm。則后軸徑為: 圓整后取主軸直徑D2=75mm. 3.6 齒輪模數(shù)的估算 初步計算齒輪模數(shù)時，按簡化的接觸疲勞強度公式進行。一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪進行計算。從等強度的觀點出發(fā)，可減小其它齒輪的寬度，使齒輪基本上處于在相近的接觸應(yīng)力或彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。這樣一來，還可以縮短該傳動組的軸向尺寸。 （3.2） 根據(jù)表選擇鋼（整體淬火），其接觸應(yīng)力σj=1250MP，取φm=8，由公式來確定各對齒輪的模數(shù)： （1） 第一變速組： N1=750r/min；Z1=30；=0.48； 取標準值m1=3 （2）第二變速組： N1=300r/min；Z2=25；=0.3； 取標準值m2=4 2．皮帶輪的設(shè)計 2.1傳動形式的確定 帶傳動是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動。根據(jù)工作原理可分為兩類：摩擦帶傳動和嚙合帶傳動。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一，常見的有平帶傳動和V帶傳動；嚙合傳動只有同步帶一種。 普通V帶傳動是常見的帶傳動形式，其結(jié)構(gòu)為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為40°、相對高度進似為0.7、梯形截面環(huán)行帶。其特點為：當(dāng)量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著好，允許包角小、傳動比大、預(yù)緊力小。繩芯結(jié)構(gòu)帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應(yīng)用于：帶速V＜25～30m/s;傳動功率P＜700kW;傳動比i≤10軸間距小的傳動。 2.2參數(shù)計算 (1)設(shè)計功率的確定： 查得工況系數(shù)KA=1.2 (2)選定帶型： 根據(jù)Pd=9KW和N1=1450r/min 確定為B型。 (3)傳動比： 根據(jù)轉(zhuǎn)速圖知,傳動比為1：2 (4) 確定小帶輪基準直徑： 參考表取dd1=125mm, (5)確定大帶輪直徑 取標準值dd2=250mm. (6) 驗算帶速： 因為帶速V=9.817m/s在[V]=5-25m/s之間,所以經(jīng)濟耐用。 (7) 初定帶輪軸中心距ɑ0： 得： 即： 初取a0=500mm. (8) 確定帶基準長度Ld0： 選取基準長度Ld0=1600mm (9) 計算實際軸間距ɑ： 取標準值ɑ=500mm 安裝時所需最小軸間距： 張緊或補償伸長所需最大軸間距： (10) 驗算小帶輪包角： 所以小帶輪包角合適。 (11)單根V帶的基本額定功率P1： 根據(jù)dd1=140mm和N1=1450r/min查得B型V帶的基本額定功率P1=2.82KW。 (12)單根V帶的額定功率增量： 考慮到傳動比的影響，額定功率的增量由表查得： ΔP=0.7.5KW (13) 計算帶的根數(shù)： 取Z=5根。 (14) 單根V帶的預(yù)緊力： (15)作用在軸上的力： (16)帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸： 由表可查得， ， ， 3.機床零件的驗算 3.1傳動軸的驗算 (1)根據(jù)理論力學(xué)，Ⅱ軸受力分析如圖3.1所示： 圖3.1Ⅱ軸受力分析 簡化Ⅱ軸為簡支梁如圖3.2所示： 圖3.2Ⅱ軸簡化圖 (2).計算撓度 P額=7.5KW, η1=η帶η軸承η齒輪2=0.96X0.99X0.992=0.93 η2=η1η軸承η齒輪3=0.93X0.99X0.993=0.89 P2=P額*η2=9.79KW N·mm ∴ 由公式 （3.1） N N 由公式 （3.2） N N 由于Ⅱ軸Ⅰ軸不處于同一平面，所以先建一個直角坐標系，將以上各力投影到坐標軸上，再進行受力分析，如圖4-3所示。 ①簡支梁C段計算圖如圖3.3所示： 由圖可知， a1=140mm b1=160mm l=300mm 圖3.3簡支梁C段計算圖 =-0.1078mm =-0.0647mm ②簡支梁B段計算圖如圖3.4所示 圖3.4簡支梁B段計算圖 由圖可知 a2=90mm ，b2=210mm，l=300mm =0.1023mm =-0.054mm mm ∵軸的許用撓度 而 ，所以軸的撓度合格。 （3）計算偏轉(zhuǎn)角 = =-0.000106 rad = =-0.000066 rad =- =0.00011 rad =- =-0.000042 rad ∴ 因為裝向心球軸承處的偏轉(zhuǎn)角許用值 而 所以偏轉(zhuǎn)角合格。 ∴ ∴ 因為裝向心球軸承處的偏轉(zhuǎn)角許用值 又 所以偏轉(zhuǎn)角合格。 對于三支承軸可用虛位移法。即首先假設(shè)沒有中間承，求出中間支承處的撓度。再假設(shè)中間支承處作用一個外力，在其作用下中間支承處撓度恢復(fù)為零。則這個力就是中間支承處的反力。求出中間支承處的反力后，就可按靜定問題處理。 3.2　齒輪的驗算 　　驗算變速箱中的齒輪強度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗算公式為 （3.3） 彎曲應(yīng)力的驗算公式為： 　 　　　　　　　　　　　　 （MPa） （3.4） 式中 P——齒輪傳遞的功率（kW）；Ｐ＝Pd×η, 　　　 Pd——電動機的額定功率（kW）； 　　 η——從電動機到所計算齒輪的機械效率； 　　　　 nj——齒輪的計算轉(zhuǎn)速； 　　　　 m——初算的齒輪模數(shù)； 　　 　　 b——齒寬(mm); 　　 　　 Z——小齒輪齒數(shù); 　　　 　 U——大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； KS ——壽命系數(shù)；KS=KTKnKPKa KT ——工作期限系數(shù)： T ——齒輪在機床工作期限（TS）內(nèi)的總工作時間（ h ），對于中型機床的齒輪取TS =14500～20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為 T=TS/p ，p為變速組的傳動副數(shù)； n1 ——齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min)； C0——基準循環(huán)次數(shù)。 m——疲勞曲線指數(shù)。 Kn——速度轉(zhuǎn)化系數(shù)。 Kp——功率利用系數(shù)。 Ka——材料強化系數(shù)。 KS 的極限值KSmax，KSmin查表可得，當(dāng)KS ≥ KSmax時，則取KS= KSmax； 當(dāng) KS ≤ KSmin 時，取KS = KSmin ； KA ——工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取KA=1.2～1.6； KV——動載荷系數(shù)，查表。 ——齒向載荷分布系數(shù)。 Y——標準齒輪齒形系數(shù)，查表。 [σH ] ——許用接觸應(yīng)力（MPa）。 [σF ] ——許用彎曲應(yīng)力（MPa）。 如果驗算結(jié)果和不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。 驗算Ⅰ軸上Z=30，m=2.5mm的齒輪 （1）齒輪接觸應(yīng)力的計算 由 校核齒輪的接觸應(yīng)力。 （3.5） 其中：，，，，， 由公式 來確定 （3.6） 由表查得 ， 而 由轉(zhuǎn)速圖知 由表得 ，由表得，由表得 由表確定，由表得 ，由表得 ，由表得 ，最后取 則： （3.7） 所以，齒輪的接觸應(yīng)力滿足要求。 （2）齒輪彎曲應(yīng)力的驗算 由公式 進和計算 （3.8） 其中：，， 由表可求得 由表可知，由表可知，由表可知 取 則： （3.9） 所以，彎曲應(yīng)力滿足要求。 3.3滾動軸承的驗算 　 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞強度而破壞，故應(yīng)進行疲勞壽命計算。其額定壽命的計算公式為： （h） （3.9） 或按計算負荷的計算公式進行計算： （N） （3.10） 式中 Lh ——額定壽命（ h ）； Cj——計算動載荷（N）； T ——工作期限（ h ），對一般機床取T=10000～14500小時，重型或精密機床可取T=20000～30000小時； C ——滾動軸承的額定負載（N），根據(jù)《軸承手冊》或《機床設(shè)計手冊》查取，單位為(kgf)時應(yīng)換算成（N）； fn ——速度系數(shù)， ， ni為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） fh ——壽命系數(shù)， ，Lh等于軸承的工作期限； ε——壽命指數(shù)，對球軸承 ε=3，對滾子軸承 ε=10/3 ； fF——工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（銑床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床）， fF =1.1～1.3； Kp——功率利用系數(shù)，查表5-6 Kn——速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表5-5 Kl——齒輪轉(zhuǎn)換工作系數(shù)，查《機床設(shè)計手冊》2上表4.9—13； P——當(dāng)量動載荷，按《機床設(shè)計手冊》2上計算。 因為Ⅱ軸載荷最大，所以校核Ⅱ軸兩端的軸承6209 由《機械設(shè)計手冊》查得軸承的，；6110軸承的， 軸承的受力分析情況如圖3.5所示 圖3.5軸承受力圖 其中 N N N 合成支反力為： N N ，且因與有關(guān)，現(xiàn)軸承的受軸向力未知，因此試用逼近法來確定、以及的值。 初選 N N 軸承之間的軸向力 N N 對于軸承Ⅰ 查表取 對于軸承Ⅱ 查表取 從計算結(jié)果看與的結(jié)果與初選值接近，故可使用。 軸承Ⅰ 所以取，，由于軸承所受力矩較小，所以取，由于軸承所受的載荷是無沖擊，所以取。 軸承Ⅱ 所以取，，由于軸承所受力矩較小，所以取，由于軸承所受的載荷是無沖擊，所以取。 由表查得 ，由表查得 ，且取， 由于是球軸承， 由于，所以計算時取 所以軸承滿足要求。 結(jié)束語 通過為時兩周的課程設(shè)計真的可以說是學(xué)習(xí)到了很多，這次的數(shù)控機床課程設(shè)計可以說是從零開始的一個狀態(tài)，因為之前的高級應(yīng)用課程是考查課的原因而沒有好好學(xué)習(xí)，所以才在這次課設(shè)中顯得手忙腳亂。但是真的要感謝陳白寧老師的不厭其煩的講解，讓我在對這個課設(shè)一無所知的情況下，能夠順利的進行接下來的程序。 通過這兩個周的學(xué)習(xí)，還是學(xué)到了不少的知識！不僅糾正了課程學(xué)習(xí)過程中出現(xiàn)的許多錯誤，還在試驗中驗證了自己的一些猜想。在學(xué)習(xí)的過程中有失敗，當(dāng)然也有困惑，有成功，當(dāng)然就有喜悅。雖然只是課程設(shè)計，但我拿出了自己的全部精力去對待，能學(xué)到知識固然值得驕傲，能認識到自己的過錯和不足不也是一件幸事嗎！做學(xué)問也是做人，再作學(xué)問的過程中體味做人的道理不也是一種收獲嗎？記得古語中說：“學(xué)，然后知不足”！希望這次學(xué)習(xí)只是我學(xué)習(xí)數(shù)控機床的開始，也算是啟蒙吧！我必將更加努力的學(xué)習(xí)它完善自己。我想這就是我學(xué)習(xí)這門課的最大感受吧！ 參考文獻 [1]濮良貴，陳國定，吳立言.機械設(shè)計(第九版)>.北京：高等教育出版社，2860.8-2013.5 [2]樣裕根，諸世敏.現(xiàn)代工程圖學(xué)（第三版）.北京：北京郵電大學(xué)出版社，2008.6-2014.1 [3]陳白寧，段智敏，劉文波.機電傳動控制.沈陽：東北大學(xué)出版社，2002 [4]關(guān)麗榮，岳國盛，韓輝.數(shù)控機床原理.北京：國防工業(yè)出版社，2010.1