课程设计普通车床主轴变速箱设计.doc

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1、 课 程 设 计课程名称 机械设备制造基础 专业、班级 机械本051 学生姓名 指导教师 日 期 2008.12.22 2008.12.31 课程设计成绩评定表班级机械本051学号10姓名根师设计题目：普通车床主轴变速箱设计个人设计总结：经过了为期10天的课程设计的课程设计。我觉得从中受益匪浅，在设计过程中，遇到了很多难题，在分析的过程中，让我更深刻地了解了装备设计对我们学习的重要性，同时也发现了自己的很多不足。通过查询有关手册和询问老师，最终一一解决，从而收获颇丰。其次在设计的过程中我们捡回了许多以前的机械知识，尤其是机械制图的应用，让我认识到仅仅了解书本上的东西是远远不够的，只有在结合自己

2、的实际情况，运用于实践，这样才能更深地了解和学习好知识。同时我们要不断地向别人学习，尤其要多想老师请教，他们可以让我们少走很多的弯路，同时也让我们知道很多优秀的设计方法和与众不同的设计理念。最后就是在设计中我们在规定的时间内独立完成，也为我们今后独立完成工作作了个铺垫。成绩评定项目ABCDE完成设计任务情况很好好比较好一般较差设计内容正确基本正确个别错误多处错误较大错误图面质量正确基本正确个别错误多处错误较大错误说明书表达情况（精炼、流畅、书写工整）很好好比较好一般不好答辩回答问题情况很好好比较好一般不好纪律表现（出勤、投入、进度）很好好比较好一般不好最后成绩优秀A5C0良好A3C0中等B2C

3、4及格A=0B=0C3不及格A=0B=0C2E1负责指导教师：（签字）指导教师：（签字）注：指导教师签字处由指导教师亲笔签名。目录一、运动设计3二、动力计算6三、主轴组件的计算选取 11 四、主轴校核12五、参考文献15一、运动设计(一) 确定变速级数:(1) 由本小组设计题目可知 公比(2) 主轴极限转速变速范围(3) 主轴转速级数Z的确定由(4) 转速级数结构式的确定:1） 确定变速组传动副数目：实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： A12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可节省一根传动轴。但是，其中

4、一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案C是可取的。确定变速组扩大顺序：12=3*2*2的传动副组合，根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题： 如果第一变速组采用升速传动（图1b），则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用方案12 =30*21*22，则可解决上述存在的问题（见图1c）。其结构网如图2所示。 图2 结构网(5) 由机械工程及其自动

5、化简明设计手册表2-2查得,选用额定电压为4p/kw,满载转速为1400r/min.额定转距为2.2,型号为Y112M-4型的电动机.(6) 确定是否需要增加降的定比传动副: 该机床的主传动系统的总降速比u，如每一组的最小降速比均取0.25，则3个变速组的总降速比可达，故无需增加一个降速传动。但是，为使中间的2个变速组降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在电动机轴和1轴间增加一对降速的带传动（7）由机械工程及其自动化简明设计手册（2）查得。可得主轴转速系列为：35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120，1600。(二) 转速图(三) 确定齿轮齿数

6、1先计算第一扩大组的齿轮的齿数(1) ua1=1,ua2= (2) 查表在u=2.82中找出最小齿轮齿数,其最小齿数和 (3) 查教材表2.1,同时满足传动比要求的齿数和有84,88等.(4) 在具体结构允许的情况下,选用齿数和较少的为宜,取(5).确定各齿轮副齿数 由u=1一行找出Za1=42. Za1=84-42=42 由u=2.82一行找出Za2=22. Za2=84-22=622.基本组齿轮齿数(1). ub1=1,ub2=, (2) 查表在u=2中找出最小齿轮齿数,其最小齿数和 (3) 查教材表2.1,同时满足传动比要求的齿数和有72,84,90等.(4) 考虑到减速器的尺寸,取(5

7、).确定各齿轮副齿数 由u=1一行找出Zb1=42. Zb1=84-42=42 由u=2.82一行找出ZB2=35. Zb2=84-35=49由u=2.82一行找出Zb3=28. Zb3=84-28=563.第二扩大组的齿轮齿数 (1).已知uc1=2. uc2= (2).在u=3.98中找出最小齿轮齿数,其最小齿数和 (3). 查教材表2.1,同时满足传动比要求的齿数和有110,114等. (4). 在具体结构允许的情况下,选用齿数和较少的为宜,取 (5).确定各齿轮副齿数. 由u=2一行找出Zc1=37. Zc1=110-37=73. 由u=3.98一行中找出Zc2=22. Zc2=110

8、-22=88.(四) 传动系统图:二、动力计算（一）传动件的计算1.传动轴直径d的计算. (1)查表2-4,可得电动机到轴间的传动效率为0.97.由设计要求知电动机额定功率为4KW. (2)查表7-11,可得传动轴每米长度上允许的扭角为0.50 10,取=0.50. (3)传动轴IV的计算转数为nIV=n1=(35.51.413)r/min=100r/min (4)又转速图可知,I.II.III轴的计算转速分别为800,400,140. (5)计算各传动轴的输出功率 =3.51(KW) (6)估算传动轴直径d =91mm =91=91 =91=91 =91=91(7)修正各转动轴的直径 d1=

9、(-0.07+1)x30=28mm d2=(-0.07+1)x34=32mm d3=(-0.07+1)x44=41mm d4=(0.05+1)x48=51mm (3)计算各传动轴的扭矩 T1=9550=9550 T2=9550=9550 T1=9550=9550 T1=9550=9550(二) 设计齿轮模数 1 齿轮模数的估算 (1)由转速图可知Z=22和Z=37的计算转速为280 (2)齿轮弯曲疲劳强度 (3)齿轮接触疲劳强度的估算 齿轮中心距A=370 (4)查机械设计基础表6-1，取齿轮模数为3mm2.齿轮模数的验算。 （1）按接触疲劳强度计算齿轮模数mj1/查表7-18.取m=3,c0

10、=107,n=140则有 KT=2.93mm2/查表7-19.取kn=0.933/ 查表7-1 取4/ 查表7-21 取5/ 6/ 查表7-17 取7/ 取k 8/ 查表7-16 取9/ (2)按弯曲疲劳强度计算齿轮模数1/ 查表7-23 取齿形系数2/ 查表7-22 取2203/ 查表7-17 取4/ mn=275=2.22mm(5) 宗上所述,查机械设计基础表6-1,取齿轮模数为3mm.(三)齿轮几何尺寸的计算 齿 名a1a1a2a2a3a3b1b1b2b2c1c1c2c2分度圆直径126126105147841681261476618611021966264齿顶圆直径1321321111

11、41781741321417219211722572270齿根圆直径118.5118.597.5139.570.5160.5118.5139.558.5178.5103.5214.558/.5256.5齿 宽2020212022202022222222203230(四)轴承的选取型号dDBT类型带轮60147011020深沟球轴承一轴6207357217深沟球轴承二轴3020735721718.25圆锥滚子轴承三轴3020945851920.75圆锥滚子轴承主轴末端30211551002122.75圆锥滚子轴承主轴中端5121260951026推力球轴承主轴前端NN30189014037双列圆

12、柱滚子轴承(五)带轮的设计计算 (1)确定计算功率p=4kw,k为工作情况系数,去K=1.0 PJ=KP=1.0X4.0=4.0KW(2)选择三角带的型号 由PJ=4.0KW和n额=1440r/min查表选择B型带(3)取D1=125mm,则D1=1=180 D2=225mm(4)核算胶带速度V ,(6) 初定中心距 (7) 计算胶带的长度取(8) 核算胶带的弯曲次数 (9) 计算实际中心距 圆整取623(10) 核算小带轮的包角(10)确定胶带的根数 取整Z=3 B e=19 f=12.5 (查机械设计表8-10)(11)大带轮结构如下图: 225三、主轴组件的计算选取:(一) I轴与IV轴

13、平键的选取 （1）IV轴：L=60 bXh=14X9(2 ) I轴: L=80 bXh=25X14 (二)离合器的设计计算: 1.离合器的选用及要求一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩M和额定动扭矩M满足工作要求。只需按其结合后的静负载扭矩来选，即 MKM=kX9550X P离合器需传递的功率，单位为KW； n离合器所在的轴的计算转速，单位为r/min; 电动机至装离合器的轴的传动效率， M按离合器传动功率求得的扭矩，单位为N。M K安全系数，一般取1.5-1.7 MKM=kX9550X=1.6X9550X=70.42.片式摩擦离合器的计算1）决定外摩擦片的内径轴装式：D=d+（26）=51

14、+4=55mm2）选定系数值确定内摩擦片外径D,单位为mm；系数=0.550.77，通常取0.7D= D/=55/0.7=793)计算摩擦面中径D及摩擦面平均线速度V4）计算摩擦面对数Z=式中 f摩擦片的摩擦因数，查表7-13 p许用压强，单位为MPa，查表7-13 D，D内 外摩擦片的外径和内径,单位为mm 速度修正系数,结合次数修正系数. 摩擦面对数修正系数，查表7-14 安全系数。 离合器需要传递的扭矩，单位为N.m。（5）确定摩擦片片数:Z=总片数=+1=12取摩擦片厚度为2mm四、主轴校核（a） 主轴的前端部挠度=0.0002430=0.082（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安

15、装齿轮处的倾角D=79mmE取为，I= （1-）=（1-）=768329mm由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如下所示：由上图可知如下数据：a=420mm,b=170mm,l=590mm,c=85mm计算（在垂直平面）,，计算（在水平面）,，合成：五、参考文献【1】机械工程及自动化简明设计手册（上册第一版） 叶伟昌主编。 北京：机械工业出版社，2001【2】机械工程及自动化简明设计手册（上册第二版） 叶伟昌主编。 北京：机械工业出版社，2001【3】机械制造装备设计课程设计 陈立德主编。 北京：高等教育出版社，2007【4】机械设计课程设计 王大康 卢颂峰主编。 北京：北京工业大学出版社，2000【5】机械制图 何铭新 钱可强主编。 北京：高等教育出版社，2004 【6】机械设计（第七版） 濮良贵 纪名刚主编. 北京: 高等教育出版社,2001