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《机械制造装备设计》习题与思考题
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淘豆网网友近日为您收集整理了关于课程设计-某机床主轴箱设计6的文档，希望对您的工作和学习有所帮助。以下是文档介绍：课程设计-某机床主轴箱设计6 计算及说明结果题目:普通车床主轴箱已知:主轴 maxn =1600r/min. minn =31.5r/min Φ=1.26 电动机n=1440r/min1.运动设计1.1 极限转速 1440&n&1600r/min1.2 主轴转速级数 Z=181.3 确定结构网或结构式(根据Φ选择各级转速) 各级转速为31.5 r/min,40 r/min,50 r/min,63 r/min,80 r/min,100 r/min,125 r/min,160 r/min,200 r/min,250 r/min,315 r/min,400 r/min,500 r/min,630r/min,800 r/min,1000 r/min,1250 r/min、1600r/min.1.4 选择较合理结构式,按前多后少原则,前密后疏”的原则,Z=18=31 33 29 结构式。2. 齿轮齿数的确定2.1 齿轮齿数和 Sz 不能太大,以免齿轮尺寸过大引起机床结构增大。2.2 基本组中: 1.61 1 0.69u
2.62 1 0.55u
3.63 1 0.44u
为避免(来源：淘豆网[/p-5072479.html])根切 min 22z
zs 取 84 查表所得:6 6 7 7 8 835, ' 49, 30, ' 54, 26, ' 58z z z z z z
2.3 第一扩大组中:41 1 1 2.52 0.4u
2 1 1 1.86u
因为 1 0.4u
为避免根切取 min 22z
查到最小齿数和 77zs
,从min 77zs
向右查同时满足 3 个传动比要求的齿数和有 84zs
,91,105 ……选择 91zs
得1 1 2 2 3 326, ' 65, 40, ' 51, 35, ' 56z z z z z z
2.4 第二扩大组中: 3 3 6 61 21.26 0.504, 1 1 1.26 0.25u u
同步骤 2.3 可得出 4 4 5 535, ' 70, 21, ' 84z z z z
3. 传动比连线图(转速图)3.1 本设计(来源：淘豆网[/p-5072479.html])采用皮带传动降速,目前普通车床和六角车床上常采取降速比1 1.5 ~ 2.5 ,中间各轴转速可以从电动机转速开始向后推,也可以从主轴各级转速往前推,齿轮传动比受到1 4 1 2i
限制,第二扩大组变速范围98
,故此变速组的两个传动比必达到极限值。传动比连线间相距 9 格,即4 301 021 4 1 , 2i i
分别为降 6 格和升 3 格。这样就确定了Ⅲ轴的 9 级转速。只有一种可能,即 125~800r/min。随后决定Ⅱ轴转速,轴Ⅱ到轴Ⅲ的传递,minn =31.5r/minmaxn =1600r/minZ=18 =1.26Z=18=31 33 29根据前缓后急原则,轴Ⅲ—Ⅳ间变速组取4min 1u
,即从 D 向上移 4 格,在Ⅲ轴上取 C 点,同理轴Ⅱ—Ⅲ间取3.6min 1u
,即从 C 点向上升 3.6 格,在轴Ⅱ上找 B 点,分别连线 AB,BC,CD3.2 画出各变速组传动比路线,按基本组的级比指数 0 1x
,第一扩大组的级比指数, 1 3x
,第二(来源：淘豆网[/p-5072479.html])扩大组级比指数 2 9x
,画出传动比连线图。.计算及说明结果3.3 速图、结构网、传动系统图结构网转速图二. 动力设计3.1 带轮传动的设计电动机转速 n=1440r/min,p=4.0kw,i=1/2.3。计算及说明结果1〉由《机械设计》表 8-6 查得工作状况系数 1.1ak
,则计算功率4.4ca aP K p kw
.2〉选普通 B 型带3〉确定带轮基准直径由表 8-3 和表 8-7 取主动轮基准直径,1401 dd从动轮基准直径,32212
dd idd 根据表 8-7,取 3202 dd .4〉验算带的速度v
ndv d =10.556 sm / 25sm /30~ 带的速度合适5〉确定V 带的基准长度和中心距根据)(2)(7.0 21021 dddd ddadd
,初取 mma 7000 带所需要的基准 mmaddddaL ddddd 7.21334)()(',由表 8-2 选带的基准长度为 (来源：淘豆网[/p-5072479.html])mmLd 2240 .计算实际中心距.12.7532/)( '0 mmLLaa dd B 型带1 140dd 3202 dda=753.12mm计算及说明结果6〉验算主动轮上的包角 19.171/5.57)(180 121
add dd 〉1207〉确定带的根数 Z由 8.1,140min,/1440 11
immdrn d 查表 8-5 经插kwPkwP 46.0,83.2 00
,由表 8-8 得,98.0k 由表 8-2 得 1lk68.3)( 00
lca kkPPPZ
取 4Z8〉确定带的预紧力02.5500 ( 1) 268caPF qv NZv k
其中查表 8-4 得 mkgq /17.09〉计算压轴力 07.0sin2 0ZFFp
=.2 确定各主轴及各齿轮的计算转速1〉主轴的计算转速 314 min 100 / minzn n r
2〉轴的计算转速 3 80 / minn r
轴的计算转速 2 500 / minn r
轴(来源：淘豆网[/p-5072479.html])的计算转速 1 730 / minn r各轴齿轮的计算转速16 14 1563 / min, 250 / min 400 / minZ r Z r Z r
,13 8 10 12125 / min, 500 / min, 400 / min, 125 / minZ r Z r Z r Z r
7 9 11 2 4315 / min, 500 / min, 400 / minZ Z Z r Z r Z r
6 1 3 5315 / min 730 / minZ r Z Z Z r
,3.3 齿轮模数的计算3.3.1 齿轮模数的确定齿轮模数由][/)1(2 3nEndn ZZuudKT
按每个变速组中 n 最大的传动副设计,经分析同一变速中齿数最小的 n 最大,因此取变速组中 26 21 21, ,z z z 来进行设计,材料选用 40Cr 调质,硬度达280 HBS322][)1(16338jjjmdjnuZNum(1)公式中 jmd kwNiu ,8,5.7,/1
为接触(来源：淘豆网[/p-5072479.html])应力, jn 为计算转速.4Z4n 80 / minr2 400/ minnr3 100n / minr1 630n / minr1〉第一变速组: 1.58, 35, 730 / minj ju Z n r
, 由《机械设计》图10-21 查的9lim 600 , 60 60 730 300 2 8 8 1.68 10H j nMpa N n L
,由图 10-19 查的接触疲劳寿命系数 96.0HNK ,取 1S ,则.576][ lim MpaSK HHNj
计算及说明结果将][,,, jjj nZu
代入公式(1)得 1 2.28 ,m mm 取标准模数 1 3m mm2〉第二变速组: 2.3, 26, 500 / minj ju Z n r
MpaH 600lim 960 60 500 2 300 8 8 1.15 10j nN n L
查得 1HNK [ ] 0.98 600/1 600j Mpa
将][,,, jjj nZu
代(来源：淘豆网[/p-5072479.html])入公式(1)得 2 2.89 ,m mm 取标准模数 2 3m mm3〉第三变速组: 4, 21, 80 / minj ju Z n r
MpaH 600lim 960 60 80 2 300 8 8 9.215 10j nN n L
查得 01.1HNKMpaj .1][ 将][,,, jjj nZu
代入公式(1)得 3 4.9m mm ,取标准模数 3 5m mm4.齿轮模数的校核因为 bmYYKFdTFnPT SaFatFt
,/2,/9550即 ZnbmPYKYbmdnPYKY SaFaSaFaF 因 PYYK SaFa ,,, 变化很小而 nZmb ,, 2变化很大, nZmb ,, 2最小时 f 最大最危险。经计算 18Z 的齿轮最危险,因此对它进行弯曲疲劳强度校核。3.76 , 315 / min, 5 8 5 5 45 , 18mP kw n r b m mm Z
由《机械设计》表 10-5 查(来源：淘豆网[/p-5072479.html])得 53.1,91.2
SaFa YY由表 10-2 查得 25.1AK , 由图 10-8 查得 15.1vK由表 10-3 查得 0.1FK ,由图 10-13 查得 5.1FK因此 16.2
FFvA KKKKK ,则22.16 2.91 1.53 3.76 5 5 18 315F MPa
由图 10-20 查得 MpaEF
2 300 8 8 0.72 10N
,由图 10-18 查得 9.01 FNK取 4.1S 则 MpaSK FEFNF 6.353/][ 111
,与之啮合的齿轮的许用应力为 SK FEFNF /][ 222
由图 10-20 c 查得 82 2400 , (26/ 65) 3.6 10FE Mpa N N
,由图 10-18 查得02.12 FNK则 MpaF 02.1][ 2 取[ F ]较小者与 F 比较, F [ 2F ]所以该模数满足要求。5.传动(来源：淘豆网[/p-5072479.html])轴直径计算1 3m mm2 3m mm3 5m mm5.1 各轴所选用轴承轴: 深沟球轴承轴:圆锥滚子轴承,深沟球轴承轴:圆锥滚子轴承计算及说明结果主轴:双列短圆柱滚子轴承,单列短圆柱滚子轴承,推力轴承5.2 各轴最小直径的确定1〉轴最小直径[ ] 1 / , 92, 109, 4.0m A k p kw
51 0.96 0.99 0.913, 730 / minn r
44.0 0. 26.7730d mm
2〉轴最小直径[ ] 1.5 / , 83, 1.09, 4.0m A k p kw
22 1 20.98 0.99 0.868, 400 / minn r
44.0 0. 25.6500d mm
3〉轴最小直径[ ] 1.5 / , 83, 1.07, 4.0m A k p kw
3 2 30.98 0.98 0.8337, 80 / minn r
44.0 0. 40.(来源：淘豆网[/p-5072479.html])180d mm
4〉主轴最小直径[ ] 0.5 / , 110, 1.04, 4.0m A k p kw
24 3 40.99 0.98 0.98 0.78, 100 / minn r
44.0 0.781.04 110 48.1100d mm
5〉主轴孔直径的确定取主轴孔直径主轴外径=0.7,系数为 1.07因为单键联结,主轴直径应增大 1.05 倍48.1 1.05 1.07 54d mm
主轴孔直径 d 孔 54 0.7 37.8mm
,取为 37mm6.主轴跨距的计算传动件效率带传动 0.96直齿圆柱齿轮 0.99圆锥滚子轴承 0.98深沟球轴承 0.99圆柱滚子轴承推理轴承0.99d 32.4mmd=35mmd 31.7mmd=35mmd 44.4mmd=45mmd 40.1mmd=41mmd 孔=37mm最大回转直径为 400 mm , 4.0 , 100 / min,P kw n r
主轴孔直径 d 孔=37mm1〉前轴直径应为 75 110mm ,初步选定 mmd 1001
,后轴直径2 1(0.7 ~ 0.9) 80d d mm
根据设计方案和结构定悬伸长度 120a mm2〉求轴承刚度计算及说明结果前轴承参数 3020NN k : mmdizmmLa 100,60,10 后轴承参数 KNN3016 : mmdizmmLa 80,52,9 主轴最大输出转矩:
100 382T p n N m
床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%=240 mm ,故半径为0.12 mm切削力 2 / 2 382/ 0.12 6366.66Fc T d
背向力 0.5 3183.33p CF F N 故总作用力 2 27118.14c pF F F
N故主轴前端受礼为/ 2 3559F
N在估算时,先假设初值 mmlal 240,2/
,故前后支承的反力 AR 和 BR2669.32AF l aR Nl
889.982BF aR Nl
根据《金属切削机床》公式 10-6 可求出前、后轴承的刚度umNKumNK BA /90.5 则 42.1/ BA KK ,主轴的当量直径 mmde 902/)80100( 故惯性矩为 )04.009.0(05.0 mI 19.0,101.2 311aKEIEA按《金属切削机床》线图 10-24 查得 9.1/0 al ,与原假设相符,所以最佳跨距为 mmal .10 7.主轴的刚度验算:(1)计算跨距前支承圆锥孔双列短圆柱滚子轴承,,后支承圆柱孔双列短圆柱滚0l
228mm子轴承。l=228mm=0.228m(2)当量外径4 4 4 4
444 90 350 100 284 105 ed
mm(3)主轴刚度:由于/ 46/136.78 0.336 0.5i ed d
计算及说明结果故孔对刚度的影响可忽略,根据式 10-19,
10 4 4 423 10 3 10 0. (0.228 0.125)e isA Ad dKa l a
(4)对于机床的刚度要求。取阻尼比ζ=0.035 , 当 v=50m/min,s=0.1mm/r 时k cb =2.46(N/umm),β=68.8取min max0.02 0.02 400 8b D mm
2.46 8cos68.8 68.7 /2 0.035 (1 0.035)BK N um
。(5)计算 AK工件长: max0.3 120L D mm
加上悬伸量共长 240Ba
mm )[0.6 0.4 ](1 )240(1 )240 .6 0.4 ] 215.06 / )228BBA BAAaa lK KaalN um
1.66 1.66 326.64 357 / 2095 /s AK K N um N um
可以看出该机床主轴是合格的。8.轴的校核Ⅰ轴的校核验算一轴挠度为例以下各轴同此:齿轮圆周力:0 4.0 0.0 40 10tTF Nd
齿轮径向力;机床主轴是合格的。tan 2689.7 tan 20 979r tF F N
。计算一轴的挠度;
2 2 206p b x l x by x aEIl
sin sin 20rFp N
。计算及说明结果b=125mm l=288.5mm x=47.5mmE=200MPa I=0..2许用挠度:[y]=(0.01~0.03)m所以 y&[y]故符合条件。Ⅱ轴的校核Ⅱ轴传递扭矩3 4.0 0.98 0. T N mm
Ⅱ又Ⅱ轴当量直径 2 45d mm , 2 ' 140d mm所以 122tTFd Ⅱ= tan 20 7343r tF F N
222 6485'tTF Nd Ⅱ02 2 tan 20 2360r tF F N
在 H 面上2 1 1 1 2 21 1 2 21 2 1 21( ) ( ) 687322( )t tHF a b F a bM l a l a N mml l l l
在 V 面上2 1 1 1 2 21 1 2 21 2 1 21( ) ( ) 1854342( )r rVF a b F a bM l a l a N mml l l l
可算得 2 213284t HAHF b mF Ny&0.03=0. 21 217282t H t HBHF a m F a mF N1 222024t HCHF b mF Nl
2 1214510r VAVF b mF Nl
2 1 1 21 2[ ] 2654r V r vBVF t m F b mF Nl l
1 222643r VCVF a mF Nl
如下图9.传动轴支承处轴承的选择主轴推力支撑:8218(GB/T 285-94);前支承:NN 3018(GB/T 285-94);中支撑:NN3031(GB/T 285-94);后支承:NN 3013(GB/T 285-94);Ⅰ轴前两支承:6;(GB/T 276-94)中支承:16009;(GB/T 276-94)后支承:6207;(GB/T 276-94)Ⅱ轴前支承:33008(GB/T 297-94);中支撑:61808(GB/T 276-94)播放器加载中，请稍候...
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课程设计-某机床主轴箱设计6 计算及说明结果题目:普通车床主轴箱已知:主轴 maxn =1600r/min. minn =31.5r/min Φ=1.26 电动机n=1440r/min1.运动设计1.1 极限转速 1440&n&1600r/min1.2 主轴转速级数 Z=181.3 确定结构网或结构式(根据Φ选择各级转速) 各级转速为31.5 r/min,40 r/min,50 r/min,63 r/min,80 r/min,100 r/...
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机床主轴转速单位是?
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分析图所示的某机床主传动系统，写出传动路线表达式；分析主轴的传动级数；计算主轴的最高、最低转速。
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分析图所示的某机床主传动系统，写出传动路线表达式；分析主轴的传动级数；计算主轴的最高、最低转速。 & &
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