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正文內(nèi)容

畢業(yè)設(shè)計(jì)-組合機(jī)床主軸箱及其夾具設(shè)計(jì)(編輯修改稿)

2025-07-26 14:59 本頁(yè)面
 

【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 圖26主軸箱輪廓尺寸確定圖3)應(yīng)表明液壓系統(tǒng)和電氣控制按鈕等的安裝位置。4)當(dāng)工件加工部位對(duì)其中心線不對(duì)稱,而使動(dòng)力部件對(duì)夾具和中間底座不對(duì)稱時(shí),應(yīng)注明動(dòng)力部件中心線與夾具中心線之間的偏移量。 生產(chǎn)率計(jì)算卡(1)機(jī)床的理想生產(chǎn)率Q1的計(jì)算     Q1=?。? (件/h)式中 -單件工時(shí)(min);   ?。瓩C(jī)加工時(shí)間(min)(包括動(dòng)力部件工作進(jìn)給時(shí)間和死擋停留時(shí)間);?。o助時(shí)間(min)(包括快進(jìn)時(shí)間、快退時(shí)間、工作臺(tái)直線移動(dòng)或轉(zhuǎn)位時(shí)間、工件裝卸時(shí)間等)。 注:。~。(2)機(jī)床負(fù)荷率的計(jì)算      =    式中Q1—機(jī)床理想生產(chǎn)率;   Q2—使用單位要求的生產(chǎn)率,當(dāng)全年工時(shí)為2880h時(shí),Q2=N/2880(件/h)。3. 組合機(jī)床主軸箱設(shè)計(jì)主軸箱設(shè)計(jì)的原始依據(jù)圖,是根據(jù)三圖一卡整理編繪出來的,其內(nèi)容包括主軸箱設(shè)計(jì)的原始要求和已知條件。 在編輯此圖時(shí)從三圖一卡中一已知:(1)主軸箱輪廓尺寸500500mm。(2)工件位置尺寸及連桿大小頭中心位置尺寸。(3)工件與主軸箱位置尺寸。根據(jù)這些數(shù)據(jù)可編制出主軸箱設(shè)計(jì)原始依據(jù)圖。 運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)的確定 傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)比分配 本機(jī)床主軸箱采用三級(jí)傳動(dòng): 根據(jù)所提供數(shù)據(jù)估算各對(duì)齒輪齒輪數(shù)及傳動(dòng)比: 第一對(duì):=22 =32 其傳動(dòng)比 : i= 第二對(duì): =26 =38 其傳動(dòng)比 : i=第三對(duì): =32 =57 其傳動(dòng)比 : i= 按要求,本機(jī)床要同時(shí)粗銑兩端面。因被加工零件兩端面所要達(dá)到的各級(jí)參數(shù)都完全相同,故設(shè)計(jì)成相互對(duì)稱的傳動(dòng)系統(tǒng)。 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和設(shè)計(jì)參數(shù)(1) 電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y132M2—6,其中Y表示系列代號(hào),132表示機(jī)座中心高,M表示中極極座,2為電動(dòng)機(jī)級(jí)數(shù)。,滿載轉(zhuǎn)速為960r/min。(2) 推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩1) 各軸的轉(zhuǎn)速: 2) 各軸輸入功率ηη別為齒輪傳動(dòng)效率 3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩: (1) 估算 齒輪彎曲疲勞的估算 齒面點(diǎn)蝕的估算 其中為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速,A為齒輪的中心距,由中心距A 及齒數(shù)ZZ2求其模數(shù) 根據(jù)估算所得和中較大的值選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)對(duì)于第一對(duì)齒輪: mm mm mm 取模數(shù)m為3 第二對(duì)齒輪: 取模數(shù)m為3 第三對(duì)齒輪: 取模數(shù)m 為3 (2) 齒輪模數(shù)計(jì)算及強(qiáng)度校核1)選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)。 a 按照所示的傳動(dòng)方案選用直齒圓拄齒輪傳動(dòng)。 b 組合機(jī)床為一般工作機(jī)器,速度不高,故選用7級(jí)精度。 c材料選擇:選用小齒輪材料40,硬度為280HBS,大齒輪材料為45。號(hào)鋼硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。 d選小齒輪齒數(shù)Z=22 大齒輪齒數(shù)Z=32。2) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)。 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值: a試選擇載荷系數(shù)。 b計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩: c由表中可得選取齒寬系數(shù)為1。 d由表中可查材料彈性系數(shù)。 e由圖可知 按齒輪面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 f計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù): g由圖可知 查得接觸疲勞壽命系數(shù)。 h計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力。取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1 則有: 3) 計(jì)算。a試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值: ,故取為66毫米。b計(jì)算模數(shù) (3) 按齒輪彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1)由公式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為:a由圖則有小齒輪的彎曲強(qiáng)度疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 b由表上則有彎曲的疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) 。 c計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力:取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,由書中的公式有: d計(jì)算載荷系數(shù)K e查取齒形系數(shù) f查取應(yīng)力系數(shù)g計(jì)算大小齒輪的并加以比較: 大齒輪的計(jì)算值大。2) 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果,取,則有: 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。 此時(shí)關(guān)于幾何計(jì)算: 第一對(duì)齒輪的計(jì)算: a計(jì)算分度圓的直徑: b計(jì)算中心距: c計(jì)算齒輪寬度:通過查閱《組合機(jī)床手冊(cè)》得 第二對(duì)齒輪的計(jì)算,經(jīng)校核有: 第三對(duì)齒輪的計(jì)算,經(jīng)校核有: 軸各參數(shù)估算及強(qiáng)度校核(1)傳動(dòng)軸的估算 估算軸的最小直徑,按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算,先按照下列初步估算的最小直徑,選取軸的材料45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理。 式中: —扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,單位兆帕 T —軸所受的扭矩 —軸的抗扭截面系數(shù) n —軸的轉(zhuǎn)速 p—軸的傳遞的功率 d —計(jì)算截面處軸的直徑 —許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 由以上公式可得軸的直徑: 取 取 ..取 ?。?) 主軸的強(qiáng)度校核 對(duì)傳遞動(dòng)力軸滿足強(qiáng)度條件是最基本的要求。通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)初步確定出軸的尺寸后,根據(jù)受載情況進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計(jì)算。首先作出軸的計(jì)算圖。如果軸上零件的位置已知,即已知外載荷及支反力的作用位置。將齒輪帶輪等級(jí)裝配寬度的分布簡(jiǎn)化為集中力,并視為作用在輪轂寬度的中點(diǎn)上;略去軸和軸上的自重;略去軸上產(chǎn)生的拉壓應(yīng)力;把軸看成鉸鏈支承,支反力作用在軸承上,其作用點(diǎn)的位置可用如下圖所示確定。則將雙支點(diǎn)軸當(dāng)作受集中力的簡(jiǎn)支梁進(jìn)行計(jì)算,然后繪制彎矩圖和扭矩圖,并進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核。1) 求出輸出軸的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。設(shè),分別為齒輪傳動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率=, = 則=== KW又 =/==255 r/m于是=9550000=172580 nmm2) 求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑==357=171mm而:=== N == = N式中: ——主軸上大齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,單位為Nmm ——主軸上大齒輪的節(jié)圓直徑,對(duì)標(biāo)準(zhǔn)齒輪即為分度圓直徑。單位為mm ——嚙合角。對(duì)標(biāo)
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