ca6140機(jī)床主軸箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計畢業(yè)設(shè)計論文-預(yù)覽頁
【正文】 帶的選擇應(yīng)保證帶傳動不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時要有足夠的疲勞強(qiáng)度，以滿足一定的使用壽命。帶撓曲次數(shù)＝1000mv/=；實(shí)際中心距 故小帶輪包角單根V帶的基本額定功率,查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表28，；單根V帶的基本額定功率增量 ——彎曲影響系數(shù)，查表29，取 ——傳動比系數(shù)，查表210， 故；帶的根數(shù) ——包角修正系數(shù)，查表211，； ——帶長修正系數(shù)，查表212，； 故 圓整z取4；單根帶初拉力 q——帶每米長質(zhì)量，查表213，； 故＝帶對軸壓力設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。 Nd——電動機(jī)的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； η——從電動機(jī)到離合器軸的傳動效率； K——安全系數(shù)，～； f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表215，取f=； ——摩擦片的平均直徑（mm）。摩擦片的厚度一般取2（mm），～（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn)，常用10或15鋼，～（mm）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）≤[]（31）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （32）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； T齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； 齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）。驗(yàn)算56：=≤[]=1250MP符合強(qiáng)度要求對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20186。一般對高速傳動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 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； 壽命系數(shù)：工作期限系數(shù)：T齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； 齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： =式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）。進(jìn)行計算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機(jī)床設(shè)計手冊》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；—速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），；—功率利用系數(shù)，查表3—3；—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計手冊》；P—當(dāng)量動載荷，按《機(jī)床設(shè)計手冊》。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）≤[]（31）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （32）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； 電動機(jī)額定功率（KW）； 從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率； 齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）。如果驗(yàn)算結(jié)果或不合格時，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。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力：式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 《機(jī)床設(shè)計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為：式中 L。一般對高速傳動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 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； 壽命系數(shù)：工作期限系數(shù)：T齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； 齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；D—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： =式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）。進(jìn)行計算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機(jī)床設(shè)計手冊》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；—速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），；—功率利用系數(shù)，查表3—3；—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計手冊》；P—當(dāng)量動載荷，按《機(jī)床設(shè)計手冊》。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）≤[]（31）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （32）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； 電動機(jī)額定功率（KW）； 從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率； 齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）。如果驗(yàn)算結(jié)果或不合格時，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。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力：式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 《機(jī)床設(shè)計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為：式中 L。這次設(shè)計的效果沒有預(yù)計的完美，有一些硬件方面的原因，在模擬仿真的時候，由于計算機(jī)的配置不能達(dá)到所需要求，致使運(yùn)行速度非常慢，不但時間上拖了下來，而且所模擬的效果很不理想。在設(shè)計中我們也遇到了其它許多棘手的問題，例如，每個人采用的度量標(biāo)準(zhǔn)不一致，導(dǎo)致裝配的時候產(chǎn)生了干涉的問題，對于這個問題我們采用互相調(diào)節(jié)的方法，需要相互配合的兩個零件的設(shè)計者相互協(xié)調(diào)，最后實(shí)現(xiàn)設(shè)計的效果。對但最終大家努力完成了設(shè)計任務(wù)
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