课程设计普通车床主轴变速箱设计

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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：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

2、书本上的东西是远远不够的，只有在结合自己的实际情况，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。成绩评定项目成绩评定项目A AB BC CD DE E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

3、入、进度）很好好比较好一般不好最后成绩最后成绩优秀优秀A A5 5C C0 0良好良好A A3 3C C0 0中等中等B B2 2C C4 4及格及格A=0A=0B=0B=0C C3 3不及格不及格A=0A=0B=0B=0C C2 2E E1 1负责指导教师：（签字）负责指导教师：（签字）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。注：指导教师签字处由指导教师亲笔签名。目录目录一、运动设一、运动设计计33二、动力计二、动力计算算66三、三、主轴组件的计算选取主轴组件的计算选取 11 四四、主轴校核主轴校核1212五、参考文献五、参考文献1515一、运动设计一、运动

4、设计( (一一) )确定变速级数确定变速级数:(1) 由本小组设计题目可知 公比1min1maxmin25,min1600rnrn41. 1(2) 主轴极限转速变速范围1 .455 .351600minmaxnnRn(3) 主轴转速级数 Z 的确定由12141. 1lg1 .45lg1lglgNRz(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，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴

5、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1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化简明设计手册表

6、 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645 . 116005 .35u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，641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225125（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：35.5，50，71，100，140，200，280，400，5

7、60，800，1120，1600。(二二) 转速图转速图(三三) 确定齿轮齿数确定齿轮齿数1 1先计算第一扩大组的齿轮的齿数先计算第一扩大组的齿轮的齿数(1) ua1=1,ua2= =82. 21 (2) 查表在 u=2.82 中找出最小齿轮齿数,其最小齿数和22maxZ84minzs (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84zs(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=622.2.基本组齿轮

8、齿数基本组齿轮齿数(1). ub1=1,ub2= =, ,41. 112141. 1123bu (2) 查表在 u=2 中找出最小齿轮齿数,其最小齿数和22maxZ66minzs (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84zs(5).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=563.3.第二扩大组的齿轮齿数第二扩大组的齿轮齿数 (1).已知 uc1=2.

9、uc2= =41 (2).在 u=3.98 中找出最小齿轮齿数,其最小齿数和22maxZ109minzs (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110zs (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=110-22=88.( (四四) ) 传动系统图传动系统图: :二、动力计算二、动力计算（一）传动件的计算（一）传动件的计算1.1.传动轴直径传动轴直径 d d 的计算的计算. . (1)查表

10、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=(35.5 1.413)r/min=100r/min13Z (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 14.0 0.96 0.993.80()brppnnkw额 213.80 0.97 0.993.65()grppnnkw = = = =3.51(KW)3prgnnp299. 097. 065. 333

11、.51 0.97 0.993.37()grppnnkw主 (6)估算传动轴直径 d = =91mm911d411jnp45 . 08008 . 330 = =91=912d411jnp45 . 040065. 3mm34 = =91=913d411jnp45 . 014065. 3mm44 =91=914d411jnp45 . 010065. 3mm48(7)修正各转动轴的直径 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)计算各传动轴的扭矩 T1= =9550=955

12、0nijP1).(5 .453628008 . 3mmn T2= =9550=9550nijP2).( 1 .12449128065. 3mmn T1= =9550=9550nijP3).(14.23943214051. 3mmn T1= =9550=9550nijP4).(32183510037. 3mmn( (二二) ) 设计齿轮模数设计齿轮模数 1 1 齿轮模数的估算齿轮模数的估算 (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mmnzpmjdw27. 2280224323233 (3)齿轮接触疲劳强度的估算jm 齿轮中心距 A=370mmnpj

13、d63. 13 (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。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=107,n=140 则有 KT=2.93mmm0c60nT310715000280602/查表 7-19.取 kn=0.933/ 查表 7-1 取58. 0pk4/ 查表 7-21 取55. 0qk5/ 87. 093. 255. 058. 093. 0qpntskkkkk6/ 查表 7-17 取6 . 069. 0sk6 . 0sk7/ 取 k kwpZMPkkj37. 3,37,600 , 4 . 1, 4 .

14、 112110m8/ 查表 7-16 取45. 022101Zmd04. 13k9/ mmnuZpkkkkumjjmsj65. 2280600210376 . 037. 314 . 14 . 1316300) 1(16300322322321(2)按弯曲疲劳强度计算齿轮模数wm1/ 查表 7-23 取齿形系数408. 0Y2/ 查表 7-22 取220wMP3/ 47. 11015005 .356037Tk44. 047. 155. 058. 093. 0sk查表 7-17 取44. 0sk4/ mn=275=2.22mm31321275wjmsnYzpkkkk322028010408. 02

15、244. 037. 314 . 14 . 1(5) 宗上所述,查机械设计基础表 6-1,取齿轮模数为 3mm.(三三)齿轮几何尺寸的计算齿轮几何尺寸的计算 齿 名a1a1a2a2a3a3b1b1b2b2c1c1c2c2分度圆直径126126105147841681261476618611021966264齿顶圆直径132132111141781741321417219211722572270齿根圆直径118.5118.597.5139.570.5160.5118.5139.558.5178.5103.5214.558/.5256.5齿 宽2020212022202022222222203230

16、(四四)轴承的选取轴承的选取(五五)带轮的设计计算带轮的设计计算 (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=225mmD100014401258001440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

17、轴承主轴中端5121260951026推力球轴承主轴前端NN30189014037双列圆柱滚子轴承(4)核算胶带速度 V ,smnDv/4 . 96000011(6) 初定中心距 mmDDA525)(5 . 1210(7) 计算胶带的长度3 .16045254100350214. 352524)()(2220122100ADDDDAL取mmL18000(8) 核算胶带的弯曲次数 40 4 .1018004 . 9210001000111SSSLmvU(9) 计算实际中心距 mmLLAA9 .6223 .16041800525200 圆整取 623mm(10)核算小带轮的包角0012001120

18、8 .17014. 3180623125225180180108ADD(10)确定胶带的根数 12. 298. 092. 1410cpPZj取整 Z=3 Bmmfez635 .1221922) 1( 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三、主轴组件的计算选取:(一一) I 轴与轴与 IV 轴平键的选取轴平键的选取 （1）IV 轴：L=60 bXh=14X9(2 ) I 轴: L=80 bXh=25X14 (二二)离合器的设计计算离合器的设计计算: 1.离合器的选用及要求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

19、 M 和额定动扭矩 M 满足工作要jd求。只需按其结合后的静负载扭矩来选，即 MKM =kX9550XjnjnP 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;j 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。Mn K安全系数，一般取 1.5-1.7 MKM =kX9550X=1.6X9550X=70.4jnjnP97. 08008 . 32.片式摩擦离合器的计算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+4=55mm12）选定系数值确定内摩擦片外径 D ,单位为 mm；系数=0.550.

20、77，通常取 0.72D = D /=55/0.7=79213)计算摩擦面中径 D 及摩擦面平均线速度 Vpp4）计算摩擦面对数 Z =0zmvnKKKDDpfKM)(101231323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 mm21 速度修正系数,结合次数修正系数.KmKV 摩擦面对数修正系数，查表 7-14ZK 安全系数。K 离合器需要传递的扭矩，单位为 N.m。nM（5）确定摩擦片片数:Z =0zmvnKKKDDpfKM)(1012313231384. 088. 086. 0)5579(3 . 03

21、 . 0104 . 14412333总片数=+1=120Z取摩擦片厚度为 2mm四、主轴校核四、主轴校核（a） 主轴的前端部挠度=0.0002 430=0.082sy y（b） 主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承（c） 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿D=79mm平均650180909580557515070706570554052E 取为，I= （1-）=（1-）=768329mm52.1 10EMPa644ddd0647914. 3479454）（计件主N585190400955. 037. 3109552995. 01095523434ndpFzN39625F.

22、 0F,N6344F. 0Fzxzy由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 N944010022337. 310955210955244主主主主nzmpFQ将其分解为垂直分力和水平分力由公式,tantanQyQynQQzQynFFF FF可得NFNFQYQZ7152,2289)(257601303963232)676271606343232)N4406616015853232mmNlFMmmNlFMmmlFMxxyyzz件件件（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）, , ,1()6QZF abc layEI

23、l22()3ZF cylcEIl3(23 )6zM cylcEI007. 0321yyyysz，()3QZF abbaEIl齿1(23 )6ZFlcEI齿2(3 )3ZMlcEI齿34321103.4齿齿齿齿QQQQz，()6QZF ab laEIl轴承13zF clEI轴承23ZM lEI轴承34321105 . 3轴承轴承轴承轴承QQQQz计算（在水平面）, , ,1()6QyF abc layEIl22()3yF cylcEIl3()(23 )6yxMMcylcEI015. 0y321syyyy，()3QyF abbaEIl齿1(23 )6yFlcEI齿2()(3 )3yxMMlcEI齿

24、30.000305321齿齿齿齿y，()6QyF ab laEIl轴承13yF clEI轴承2()3yxMMlEI轴承30.0006527321y轴承轴承轴承轴承合成：001. 00007. 0001. 00003. 012. 00165. 0222222yzzzsyszsyyy轴承轴承轴承齿齿齿五、参考文献五、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