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        (獨家原創)CA6140車床主軸箱的設計(全套CAD圖紙)
        上傳者:佚名(15784084)| 上傳時間:2022-04-14 16:42:27

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        1、—功率利用系數,查表3-3 —材料強化系數,查表3-4 —的極限值 , 見表3-5,當 ≥ 時,則取 = 當 < 時,取 = —工作情況系數,中等沖擊的主運動,取 =1.2~1.6 —動載荷系數,查表3-6 —齒向載荷分布系數,查表3-9Y—標準齒輪齒形系數,查表3-8[ ]—許用接觸應力(MPa),查表3-9[ ]—許用彎曲應力(MPa),查表3-9。
                如果驗算結果 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,就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。
                軸上的斜齒輪采用調質處理的方式進行熱處理傳至五軸時的最大轉速為: N= =5.42kw 斜齒輪為26ࡪ,且齒寬為B=35m

        2、;       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—齒輪節圓直徑(mm),D=mZ。
                齒輪的徑向力 : 式中 α—為齒輪的嚙合角ρ—齒面摩擦角β—齒輪的螺旋角 =31.43mm符合校驗條件花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為: 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩( ) D、d—花鍵軸的大徑和小徑(mm) L—花鍵工作長度 N—花鍵鍵數 K—載荷分布不均勻系數,K=0.7~0.8 故此五軸花鍵軸校核合格5.5.3軸組件的剛度驗算兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大,在繪制主軸組件的結構草圖后,可以對合理跨距L。
           &

        3、,對輕度沖擊和振動的機床(車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床), —功率利用系數,查表3—3 —速度轉化系數,查表3—2 —齒輪輪換工作系數,查《機床設計手冊》P—當量動載荷,按《機床設計手冊》。
                 故軸承校核合格 5.5. 傳動系統的Ⅴ軸及軸上零件設計5.5.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度,應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪,進行接觸應力和彎曲應力驗算。
                一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力,對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。
                對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪,一定要驗算齒根彎曲應力。
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        4、mu=1.05 = ≤[ ]=1560MP故斜齒輪符合標準 驗算80ࡨ.5的齒輪:80ࡨ.5齒輪采用調質熱處理 N= =211.39kw B=26mm u=1 = ≤[ ]=1250MP故此齒輪合格 驗算50ࡨ.5的齒輪:50ࡨ.5齒輪采用調質熱處理 N= =5.1kw B=10mm u=4 = ≤[ ]=1250MP故此齒輪合格5.5.2傳動軸的驗算對于傳動軸,除重載軸外,一般無須進行強度校核,只進行剛度驗算。
                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) —該軸的計算轉速(rmin)。
        &nbs

        5、等沖擊的主運動,取 =1.2~1.6 —動載荷系數,查表3-6 —齒向載荷分布系數,查表3-9Y—標準齒輪齒形系數,查表3-8[ ]—許用接觸應力(MPa),查表3-9[ ]—許用彎曲應力(MPa),查表3-9。
                如果驗算結果 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,就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。
                Ⅸ軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至Ⅸ軸時的最大轉速為: N= =5.42kw 齒輪的模數與齒數為33ࡨ,且齒寬為B=20mmu=1.05 = ≤[ ]=1250MP故齒輪符合標準驗算58ࡨ的齒輪:58ࡨ齒輪采用整淬 N= =5.1kw B

        6、sp;     這次設計的效果沒有預計的完美,有一些硬件方面的原因,在模擬仿真的時候,由于計算機的配置不能達到所需要求,致使運行速度非常慢,不但時間上拖了下來,而且所模擬的效果很不理想。
                我接受的設計任務是對CA6140車床的主軸箱進行設計。
                主軸箱的結構繁多,考慮到實際硬件設備的承受能力,在進行三維造型的時候在不影響模擬仿真的情況下,我省去了很多細部結構。
                從這點讓我深深的體會到“科技是第一生產力”這句話的正確與嚴峻性。
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        7、bsp;齒輪的徑向力 : 式中 α—為齒輪的嚙合角ρ—齒面摩擦角β—齒輪的螺旋角 =22.32mm符合校驗條件花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為: 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩( ) D、d—花鍵軸的大徑和小徑(mm) L—花鍵工作長度 N—花鍵鍵數 K—載荷分布不均勻系數,K=0.7~0.8 故此花鍵軸校核合格 5.4.3軸組件的剛度驗算兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大,在繪制主軸組件的結構草圖后,可以對合理跨距L。
                進行計算,以便修改草圖,當跨距遠大于L。
                時,應考慮采用三支撐結構。
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        8、壽命 的計算公式為: C—滾動軸承的額定負載(N),根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取,單位用(kgf)應換算成(N) —速度系數, 為滾動軸承的計算轉速(rmm) —壽命系數, —壽命系數,對球軸承 =3,對滾子軸承 = 工作情況系數,對輕度沖擊和振動的機床(車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床), —功率利用系數,查表3—3 —速度轉化系數,查表3—2 —齒輪輪換工作系數,查《機床設計手冊》P—當量動載荷,按《機床設計手冊》。
                 故軸承校核合格 第六章 結論 CA6140的主軸箱是機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環節,其機構復雜而巧妙,要實現其全部功能在軟件中的模擬仿真工作量非常大。
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        9、=20mm u=1 = ≤[ ]=1250MP故此齒輪合格 5.4.2傳動軸的驗算對于傳動軸,除重載軸外,一般無須進行強度校核,只進行剛度驗算。
                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) —該軸的計算轉速(rmin)。
                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—齒輪節圓直徑(mm),D=mZ。
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        10、bsp;        接觸應力的驗算公式為 (MPa)≤[ ](3-1)彎曲應力的驗算公式為 (3-2)式中 N-齒輪傳遞功率(KW),N= -電動機額定功率(KW) -從電動機到所計算的齒輪的機械效率 -齒輪計算轉速(rmin) m-初算的齒輪模數(mm) B-齒寬(mm) Z-小齒輪齒數 u-大齒輪與小齒輪齒數之比,u≥1,“+”號用于外嚙合,“-”號用于內嚙合 -壽命系數: -工作期限系數: T-齒輪在機床工作期限( )內的總工作時間(h),對于中型機床的齒輪取 =15000~20000h,同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T= P,P為變速組的傳動副數 -齒輪的最低轉速(rmin) -基準循環次數查表3-1(以下均參見《機床設計指導》) m—疲勞曲線指數,查表3-1 —速度轉化系數,查表3-2

        11、;  《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加,其極值方程為: 式中 L。
                —合理跨距 C —主軸懸伸梁 ﹑ —后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根: 機床傳動軸用滾動軸承,主要是因疲勞破壞而失效,故應進行疲勞驗算。
                其額定壽命 的計算公式為: C—滾動軸承的額定負載(N),根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取,單位用(kgf)應換算成(N) —速度系數, 為滾動軸承的計算轉速(rmm) —壽命系數, —壽命系數,對球軸承 =3,對滾子軸承 = 工作情況系數

        12、bsp;    進行計算,以便修改草圖,當跨距遠大于L。
                時,應考慮采用三支撐結構。
                《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加,其極值方程為: 式中 L。
                —合理跨距 C —主軸懸伸梁 ﹑ —后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根: 機床傳動軸用滾動軸承,主要是因疲勞破壞而失效,故應進行疲勞驗算。
                其額定

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