課程設計普通車床主軸變速箱設計

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1、 課 程 設 計 課程名稱 機械設備制造基礎 專業(yè)、班級 機械本 051 學生姓名 指導教師 日 期 2008.12.22 2008.12.31 - 1 - 課程設計成績評定表 班級 機械本 051 學號 10 姓名 根師 設計題目：普通車床主軸變速箱設計 個人設計總結： 經(jīng)過了為期 10 天的課程設計的課程設計。我覺得從中受益匪淺，在設計 過程中，遇到了很多難題，在分析的過程中，讓我更深刻地了解了裝備設計對 我們學習的重要性，同時也發(fā)現(xiàn)了自己的很多不足。通過查詢有關手冊和詢問 老師，最終一一解決，從而收獲頗豐。其次在設計的過程中我們撿回了許多以 前的機械知識，尤其是機械制圖的應用，讓我認識到

2、僅僅了解書本上的東西是 遠遠不夠的，只有在結合自己的實際情況，運用于實踐，這樣才能更深地了解 和學習好知識。同時我們要不斷地向別人學習，尤其要多想老師請教，他們可 以讓我們少走很多的彎路，同時也讓我們知道很多優(yōu)秀的設計方法和與眾不同 的設計理念。最后就是在設計中我們在規(guī)定的時間內(nèi)獨立完成，也為我們今后 獨立完成工作作了個鋪墊。 成績評定項目 A B C D E 完成設計任務情況 很好 好 比較好 一般 較差 設計內(nèi)容 正確 基本正確 個別錯誤 多處錯誤 較大錯誤 圖面質(zhì)量 正確 基本正確 個別錯誤 多處錯誤 較大錯誤 說明書表達情況 （精煉、流暢、書寫 工整） 很好 好 比較好 一般 不好 答

3、辯回答問題情況 很好 好 比較好 一般 不好 紀律表現(xiàn) （出勤、投入、進 度） 很好 好 比較好 一般 不好 最后成績 優(yōu)秀 A 5 C 0 良好 A3 C0 中等 B2 C4 及格 A=0 B=0 C3 不及格 A=0 B=0 C2 E1 負責指導教師：（簽字） 指導教師：（簽字） 注：指導教師簽字處由指導教師親筆簽名。 - 2 - 目錄 一、運動設 計3 二、動力計 算6 三、主軸組件的計算選取 11 四、主軸校核12 五、參考文獻15 - 3 - 一、運動設計 (一) 確定變速級數(shù): (1) 由本小組設計題目可知 公比1min1max i25,60rrn 41. (2) 主軸極限轉速變速

4、范圍 .4.35inR (3) 主軸轉速級數(shù) Z 的確定 由 124.lg51lNRz (4) 轉速級數(shù)結構式的確定: 1）確定變速組傳動副數(shù)目： 實現(xiàn) 12 級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： 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 可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內(nèi)有四個變 速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。 根據(jù)傳動副數(shù)目分配應“前多后少”的原則，方案 C 是可取的。確定變 速組擴大順序：12=3*2*2 的傳動副組合，根據(jù)級比指數(shù)非陪要“前疏后 密”的原則，應選用第一種方案。然

5、而，對于所設計的機構，將會出現(xiàn)兩 個問題： 如果第一變速組采用升速傳動（圖 1b） ，則軸至主軸間的降速 1 傳動只能由后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極 - 4 - 限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結構復雜。這種 傳動也不是理想的。 如果采用方案 12 =30*21*22，則可解決上述存在的問題（見圖 1c） 。 其結構網(wǎng)如圖 2 所示。 圖 2 結構網(wǎng) (5) 由機械工程及其自動化簡明設計手冊表 2-2 查得,選用額定電壓為 4p/kw,滿 載轉速為 1400r/min.額定轉距為 2.2,型號為 Y112M-4 型的電動機. (6) 確定是否需要增加降的定比傳動

6、副: 該機床的主傳動系統(tǒng)的總降速比 u ，如每一組的最小降速比均65.103 - 5 - 取 0.25，則 3 個變速組的總降速比可達 ，故無需增加一個降速傳動。但是，641 為使中間的 2 個變速組降速緩慢，以利于減少變速箱的徑向尺寸，故在電動機 軸和 1 軸間增加一對降速的帶傳動 25 （7）由機械工程及其自動化簡明設計手冊（2） 查得?？傻弥鬏S轉速系列為： 35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120，1600。 (二) 轉速圖 (三) 確定齒輪齒數(shù) 1先計算第一擴大組的齒輪的齒數(shù) (1) ua1=1,ua2= 82.1 (2) 查表在 u=2.

7、82 中找出最小齒輪齒數(shù) ,其最小齒數(shù)和2maxZ4minzs (3) 查教材表 2.1,同時滿足傳動比要求的齒數(shù)和有 84,88 等. (4) 在具體結構允許的情況下,選用齒數(shù)和較少的為宜,取 84zs - 6 - (5).確定各齒輪副齒數(shù) 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=62 2.基本組齒輪齒數(shù) (1). ub1=1,ub2= ,41.21.3bu (2) 查表在 u=2 中找出最小齒輪齒數(shù) ,其最小齒數(shù)和maxZ6minzs (3) 查教材表 2.1,同時滿足傳動比要求的齒數(shù)和有 72,84,

8、90 等. (4) 考慮到減速器的尺寸,取 84zs (5).確定各齒輪副齒數(shù) 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=56 3.第二擴大組的齒輪齒數(shù) (1).已知 uc1=2. uc2= 41 (2).在 u=3.98 中找出最小齒輪齒數(shù) ,其最小齒數(shù)和2maxZ109minzs (3). 查教材表 2.1,同時滿足傳動比要求的齒數(shù)和有 110,114 等. (4). 在具體結構允許的情況下,選用齒數(shù)和較少的為宜,取 zs (5).確定

9、各齒輪副齒數(shù). 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=110-22=88. (四) 傳動系統(tǒng)圖: - 7 - 二、動力計算 （一）傳動件的計算 1.傳動軸直徑 d 的計算. (1)查表 2-4,可得電動機到軸間的傳動效率 為 0.97.由設計要求知電動 機額定功率為 4KW. (2)查表 7-11,可得傳動軸每米長度上允許的扭角為 0.50 10,取 =0.50. (3)傳動軸 IV 的計算轉數(shù)為 nIV=n1 =(35.5 1.413)r/min=100r/min3 Z (4)又轉速圖可知,I.II.III

10、軸的計算轉速分別為 800,400,140. (5)計算各傳動軸的輸出功率 14.096.3.80()brpnkw額 2385gr - 8 - = = =3.51(KW)3prgn2 9.0765.313.7()r kw主 (6)估算傳動軸直徑 d =91 mm91d4jnp45.083 =91 =91241j4.6m4 =91 =913d41jnp45.03 =91 =9141j4.6m48 (7)修正各轉動軸的直徑 d1=(-0.07+1)x30=28mm d2=(-0.07+1)x34=32mm d3=(-0.07+1)x44=41mm d4=(0.05+1)x48=51mm (3)計算

11、各傳動軸的扭矩 T1=9550 =9550nijP1 ).(5436280.mn T2=9550 =9550ij2 ).(19. T1=9550 =9550nijP3 ).(4231405.mn T1=9550 =9550ij4 ).(87. (二) 設計齒輪模數(shù) 1 齒輪模數(shù)的估算 (1)由轉速圖可知 Z=22 和 Z=37 的計算轉速為 280 - 9 - (2)齒輪彎曲疲勞強度 mnzpmjdw 27.8043232 (3)齒輪接觸疲勞強度 的估算j 齒輪中心距 A=370 npjd63.13 (4)查機械設計基礎表 6-1，取齒輪模數(shù)為 3mm 2.齒輪模數(shù)的驗算。 （1）按接觸疲勞強

12、度計算齒輪模數(shù) mj 1/查表 7-18.取 m=3,c0=107,n=140 則有 KT= = =2.93mm0c6n315028 2/查表 7-19.取 kn=0.93 3/ 查表 7-1 取 .p 4/ 查表 7-21 取 50q 5/ 87.093.28.93pntsk 6/ 查表 7-17 取6.s .sk 7/ 取 k kwpZMPj .,41,. 121 10m 8/ 查表 7-16 取5.01Zmd04.3k 9/ nupkjjmsj 65.280621737.16)(633231 (2)按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù) w 1/ 查表 7-23 取齒形系數(shù) 408.Y 2/ 查表

13、7-22 取 220wMP 3/ 7.105.367Tk 4.07.158.093sk 查表 7-17 取 4.sk - 10 - 4/ mn =275 =2.22mm313275wjmsnYzpk3 208140.24.37 (5) 宗上所述,查機械設計基礎表 6-1,取齒輪模數(shù)為 3mm. (三) 齒輪幾何尺寸的計算 齒 名 a1 a1 a2 a2 a3 a3 b1 b1 b2 b2 c1 c1 c2 c2 分度 圓直 徑 126 126 105 147 84 168 126 147 66 186 110 219 66 264 齒頂 圓直 徑 132 132 111 141 78 174

14、132 141 72 192 117 225 72 270 齒根 圓直 徑 118.5 118. 5 97. 5 139. 5 70. 5 160. 5 118. 5 139. 5 58. 5 178. 5 103. 5 214. 5 58/. 5 256. 5 齒 寬 20 20 21 20 22 20 20 22 22 22 22 20 32 30 (四) 軸承的選取 (五) 帶輪的設計計算 (1)確定計算功率 p=4kw,k 為工作情況系數(shù) ,去 K=1.0 PJ=KP=1.0X4.0=4.0KW (2)選擇三角帶的型號 由 PJ=4.0KW 和 n 額 =1440r/min 查表選擇

15、B 型帶 (3)取 D1=125mm,則 D1= 1=180 D2= =225mm0415804型號 d D B T 類型帶輪 6014 70 110 20 深溝球軸承一軸 6207 35 72 17 深溝球軸承二軸 30207 35 72 17 18.25 圓錐滾子軸承三軸 30209 45 85 19 20.75 圓錐滾子軸承主軸末端 30211 55 100 21 22.75 圓錐滾子軸承主軸中端 51212 60 95 10 26 推力球軸承主軸前端 NN3018 90 140 37 雙列圓柱滾子軸承 - 11 - (4)核算膠帶速度 V ,smnDv/4.9601 (6) 初定中心距

16、 A52)(5.10 (7) 計算膠帶的長度 3.16045230214.54)()(201210 ADL 取 m80 (8) 核算膠帶的彎曲次數(shù) 40.1804.9211 1 SSLvU (9) 計算實際中心距 mA9.6235200 圓整取 623m (10)核算小帶輪的包角 01201 128.714.30625808 AD (10)確定膠帶的根數(shù) 1.98.02140cpPZj 取整 Z=3 B mfez 635.2)( e=19 f=12.5 (查機械設計表 8-10) (11)大帶輪結構如下圖 : - 12 - 225 三、主軸組件的計算選取: (一) I 軸與 IV 軸平鍵的選取

17、 （1）IV 軸：L=60 bXh=14X9 (2 ) I 軸: L=80 bXh=25X14 (二) 離合器的設計計算: 1.離合器的選用及要求 一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩 M 和額定動扭矩 M 滿足工作要j d 求。只需按其結合后的靜負載扭矩來選，即 M KM =kX9550XjnjP P離合器需傳遞的功率，單位為 KW； n 離合器所在的軸的計算轉速，單位為 r/min;j 電動機至裝離合器的軸的傳動效率， M 按離合器傳動功率求得的扭矩，單位為 N。Mn K安全系數(shù)，一般取 1.5-1.7 M KM =kX9550X =1.6X9550X =70.4jnjP97.083 -

18、 13 - 2.片式摩擦離合器的計算 1）決定外摩擦片的內(nèi)徑 軸裝式：D =d+（26） =51+4=55mm1 2）選定系數(shù) 值 確定內(nèi)摩擦片外徑 D ,單位為 mm；系數(shù) =0.550.77，通常取 0.72 D = D / =55/0.7=7921 3)計算摩擦面中徑 D 及摩擦面平均線速度 Vp p 4）計算摩擦面對數(shù) Z =0 zmvnKfM)(1023 式中 f摩擦片的摩擦因數(shù)，查表 7-13 p許用壓強，單位為 MPa，查表 7-13 D ，D 內(nèi) 外摩擦片的外徑和內(nèi)徑,單位為 mm21 速度修正系數(shù),結合次數(shù)修正系數(shù).KmV 摩擦面對數(shù)修正系數(shù)，查表 7-14Z 安全系數(shù)。 離

19、合器需要傳遞的扭矩，單位為 N.m。nM （5）確定摩擦片片數(shù): Z = =0 zmvnKDpf)(1023 1384.06.)579(3.014123 總片數(shù)= +1=120 取摩擦片厚度為 2mm 四、主軸校核 （a） 主軸的前端部撓度 =0.0002 430=0.082sy （b） 主軸在前軸承處的傾角 0.1rad容 許 值 軸 承 - 14 - （c） 在安裝齒輪處的傾角 0.1rad容 許 值 齒 D = =79mm平 均 658095871070542 E 取為 ，I= （1- ）= （1- ）=768329mm5.1MPa4d064.374 ）（計件 主 N58190.7152

20、9.092 3434 ndpFz N6F.,N63.0zxzy 由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 N9401237.0951095244 主主主 主nzmpFQ 將其分解為垂直分力和水平分力 由公式 ,tatanQynQzyF 可得 NFYZ7152,289)(257601392364)063mNlFMlxxyyzz 件件件 （ （ 主軸載荷圖如下所示： - 15 - 由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=420mm,b=170mm,l=590mm,c=85mm 計算（在垂直平面） , ,1()6QZFabclyEI2()3ZFcylEI3(23)6zMcylEI07.321sz ， ，()QZ

21、abIl齒 (23)6ZlcI齒 2 (3)ZlcI齒 3432110.齒齒齒齒 z ， ，()6QZFablEI軸 承 zFclEI軸 承 23ZMlI軸 承4321 105.軸 承軸 承軸 承軸 承 z 計算（在水平面） , ,1()6QyFabclEI2()yFclEI3()(23)6yxclEI015.32sy ， ，()QabIl齒 1 (23)6ylcI齒 2()(3yxMlcI齒 30.532齒齒齒齒 y - 16 - ， ，()6QyFablEI軸 承 1 3yFclEI軸 承 2()3yxMlEI軸 承0.6572y軸 承軸 承軸 承軸 承 合成： 01.7.03.1.222yzsyszs軸 承軸 承軸 承 齒齒齒 五、參考文獻 【1】機械工程及自動化簡明設計手冊（上冊第一版） 葉偉昌主編。 北京： 機械工業(yè)出版社，2001 【2】機械工程及自動化簡明設計手冊（上冊第二版） 葉偉昌主編。 北京： 機械工業(yè)出版社，2001 【3】機械制造裝備設計課程設計 陳立德主編。 北京：高等教育出版社， 2007 【4】機械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編。 北京：北京工業(yè)大學出版 社，2000 【5】機械制圖 何銘新 錢可強主編。 北京：高等教育出版社，2004 【6】機械設計（第七版） 濮良貴 紀名剛主編. 北京: 高等教育出版社, 2001