设计一台普通车床的主传动系统[Nmin＝45rpm Z＝12 4KW 1.41]

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1、全套图纸加扣3012250582设计一台普通车床的主传动系统摘 要机床是机械加工的重要设备，在机械制造中占有重要的地位。在一般的机器制造中，机床所担负的加工工作量占总制造工作量的40%60%，机床在国民经济现代化的建设中起着重大作用。本次设计的题目是机床主传动设计。设计内容包括：确定有关尺寸参数、运动参数及动力参数；据所求得的有关运动参数及给定的公比，写出结构式，校验转速范围，绘制转速图；确定各变速组传动副的传动比值，定齿轮齿数、带轮直径，校验三联滑移齿轮齿顶是否相碰，校验各级转速的转速误差；绘制传动系统图。关键词：传动比；结构式；传动系统图AbstractLathe is an import

2、ant machining equipment, machinery and holds an important position. In the general machinery manufacturing, machine processing shouldered by the total manufacturing work accounts for 40-60% of the workload. Machine modernization of the national economy building plays a major role. The design is Ordi

3、nary main drive design. Rebuild right design for the main drive to master machine side case design, and machine tools can reasonably determine the main technical parameters; Transmission master machine design and the calculation method; structural design and master the method of calculation, and so

4、on. Design elements include: a parameter to determine the size, movement parameters and dynamic parameters; According to the two sought by the movement parameters and to the transmission ratio, as well structured and testing speed, rendering ageing period; to determine the variable speed drive Group

5、 Vice drive ratio gear teeth fixed, pulley diameter, Check triple Top Gear slip whether a collision speed calibration levels of speed error; Drawing drive system diagram. Key words: yttransmission ratio; structured; drive system diagram.目 录第1章 机床用途、性能及结构简单说明1第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析22.1车床主参数和基本参数22.2 确定

6、传动公比22.3拟定参数的步骤和方法22.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin22.3.2 主轴的极限转速3第3章 运动设计43.1 主电机功率动力参数的确定43.2确定结构式43.3 确定结构网53.4 绘制转速图和传动系统图63.5 确定各变速组此论传动副齿数63.6 核算主轴转速误差7第4章 设计部分的动力计算84.1 带传动设计84.1.1计算设计功率Pd84.1.2选择带型94.1.3确定带轮的基准直径并验证带速94.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角104.1.5确定带的根数z114.1.6确定带轮的结构和尺寸114.1.7确定带的张紧装置114.1.8计算压轴力11

7、4.2 计算转速的计算134.3 齿轮模数计算及验算144.4 传动轴最小轴径的初定194.5 主轴合理跨距的计算204.6 轴承的选择214.7 键的规格214.8变速操纵机构的选择214.9主轴合理跨距的计算224.10 轴承寿命校核23第5章 主轴箱结构设计及说明245.1 结构设计的内容、技术要求和方案255.2 展开图及其布置25结束语26致谢27参考文献28 第1章 机床用途、性能及结构简单说明机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据

8、，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。

9、设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。29全套图纸加扣3012250582第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析2.1车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数

10、如下：原始数据：主要技术参数:主电动机功率P/kw4级数Z12最小转速45公比1.412.2 确定传动公比根据【1】公式（3-2）因为已知 ，=1.41Z=+1=12 根据【1】表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41因为=1.41=1.066，根据【1】表3-6标准数列。首先找到最小极限转速45，再每跳过5个数取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：45，63，90，125，180，250，355，500，710,1000,1400,2000可得到公比为1.41的数列：90，125，180，250，355，500，710,1000,1400,20002.3拟定参数的步骤和方法2

11、.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：允许的切速极限参考值如下：表 2.1加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔382.3.2 主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速应为结合题目条件，取标准数列数值，取考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：45.63,90，125，180，250，355，500，710,1000,1400,2000第3

12、章 运动设计3.1 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为：Y112M-4额定功率为4KW，满载转速为1440r/min.3.2确定结构式可以按照Z=12进行分配已知Z=x3ba，b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。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：a）12=3 b）12=43 c）12=3 d）12=212=2在上述的方案中1和2有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一

13、个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。3，4，5方案可根据下面原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3的方案为好。在12=2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。1）传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 在降

14、速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比1/4。在升速时，为防止产生过大的震动和噪声，常限制最大传动比。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的，安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近极限传动比的齿轮副承受最大扭矩，在结构设计上可以获得较为满意的处理。这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆

15、柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综合上述可得：主传动部件的运动参数 ，=45，Z=90，=1.413.3 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.414=3.958 满足要求 图3.1 结构网图 3.4 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图： 图3.2 转速图（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图3.3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2

16、(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)3.5 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-124,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-24,m4 图3.3 主传动系统图（7） 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1824,齿数和Sz100124，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表（8） 3.1。 表3.1 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:11:21:1.411:11:2.82:11：2代号ZZZZZZZZZ5Z5ZZZ7Z7齿数3030 204025354242 226260

17、3018723.6 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即10(-1)=4.1第4章 设计部分的动力计算4.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=1000r/min4.1.1计算设计功率Pd表4.1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动

18、较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P145表8-2，取KA1.1。即4.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P157图8-11选取。图4.1 带轮转速图根据算出的Pd4.4kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。4.1.3确定带轮的基准直径并验证带速

19、由机械设计P155表8-7查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P157图8-11查得）表4.2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P157表8-9查“V带轮的基准直径”，得=140mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。4.1.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。4.1.8计算压轴力 由机

20、械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分

21、。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表4.5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 1

22、1.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图7-6

23、b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图7-6d。（a） （b） （c） （d）图4.2 带轮结构类型图根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）4.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=59.895r/min，取63 r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=180r/min 轴2=180 r/min，轴1=355r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表4.6。表4

24、.6 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 355180180（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上其中只有180r/min传递全功率，故Zj=180 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表4.7。 表4.7 齿轮副计算转速序号ZZZZZn355180180180634.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16338=16338mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工

25、作期限，中型机床推存：=1524转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系数；齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：工作期限 ， =； =3.49=1.8=0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.4

26、9 0.84 0.58 0.55=0.94=1.80.84 0.90 0.72=0.99 时，取=，当时，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；24热处理S-C59 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取m=3mm3-4轴由公式mj=16338可得mj=3.4mm，取m=3.5mm由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取：表4.8 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模

27、数 mm 333.5（2） 基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表表4.9 基本组齿轮计算表齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数303025352040分度圆直径90907510560120齿顶圆直径96968111166126齿根圆直径82.582.567.597.552.5112.5 齿宽242424242424 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB246HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取

28、N为电动机功率，N=5kW; -计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=24（mm）; z-小齿轮齿数；z=20; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1

29、.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）第一扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 4.10 第一扩大组齿轮几何尺寸齿轮Z4Z4Z5Z5齿数42422262分度圆直径12612666186齿顶圆直径13213272192齿根圆直径118.5118.558.5178.5齿宽24242424（4）第二扩大组

30、齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 4.11第二扩大组齿轮几何尺寸齿轮Z6Z6Z7Z7齿数60301872分度圆直径21010563252齿顶圆直径21711270259齿根圆直径201.2596.2554.5243.5齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB246HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 4.4 传动轴最小轴径的初

31、定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表4.13。 表4.13 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径mm 35404.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=4kw，根据【1】表3.24，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=124

32、mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=424.44N.m设该机床为车床的最大加工直径为250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取75%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.

33、39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1242.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.6 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C

34、 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.7 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.8变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。4.9主轴合理跨距的计算图4.3 主轴合理跨距图设机床最大加工回转直径为250mm,电动机功率P=3kw，,主轴计算转速为800r/min。已选定的前后轴

35、径为:定悬伸量a=85mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩: 设该车床的最大加工直径250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取45%，即125mm切削力（沿y轴） Fc=250.346/0.125=2781N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1390N总作用力 F=3109N此力作用于工件上，主轴端受力为F=3109N。先假设l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=3109NRB=F=3109N根据主轴箱设计得：=3.39得前支承的刚度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；=1.93 主轴的当量

36、外径de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为 I=1.5510-6m4 =0.38查主轴箱设计图 得 =2.5，与原假设接近，所以最佳跨距=852.5=212.5mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=250mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=85mm，后轴径d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.10 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008c角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析图4.4 轴受力分析得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：

37、预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h轴承寿命满足要求。图4.5 轴承第5章 主轴箱结构设计及说明5.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一0般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则

38、，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1 布置传动件及选择结构方案。2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。5.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受

39、到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们用第一种方案，通过空心轴中的拉杆操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。结束语 1、本次课程设计是针对专业课程基础知识的一次综合性应用设计，设计过程应用了机械制造技术基

40、础、机械设计、机械制图、机械原理、工程力学等。 2、本次课程设计充分应用了以前所学习的知识，并应用这些知识来分析和解决实际问题。 3、本次课程设计进一步掌握了一般设计的设计思路和设计切入点，同时对机械部件的传动设计和动力计算也提高了应用各种资料和实际动手的能力。 4、本次课程设计进一步规范了制图要求，掌握了机械设计的基本技能。 5、本次课程设计由于学习知识面的狭窄和对一些概念的理解不够深刻，以及缺乏实际设计经验，使得设计当中出现了许多不妥和错误之处，诚请老师给予指正和教导。致谢在本课程设计的完成过程中，我要感谢很多人的帮助和指点，要是没有他们的帮助我不可能完成。首先我要感谢我的母校的辛勤培育，

41、其次感谢院系各位老师谆谆教诲，没有他们给我机械设计制造及其自动化的基础知识，我的课程设计不可能这么顺利完成。本论文是在梁老师的亲切关怀和悉心指导下完成。梁老师平时工作繁忙，但仍抽出时间来指导我的设计。他待人诚恳热情，在学习和生活上都给与我很多的指导和照顾。积极地帮我设定了工作进程，热心的答疑，给与我极大的帮助和鼓励，在此表示衷心的感谢。期间，我的同学也给与了我很多的帮助，同学热心的给我讲解。在此对他们表示感谢。另外，还要感谢我宿舍的舍友们，在我繁忙的设计期间他们在生活上给与我很多的帮助和照顾，并积极地提供一些硬件设备帮助，给予精神支持！参考文献1 周开勤. 机械零件手册（第五版）. 北京: 高等教育出版社, 2001.2 陈国定，吴立言. 机械设计. 北京: 高等教育出版社, 2013.5.3 吕伟良，林远艳. 机械设计基础. 长春: 东北师范大学出版社, 2012.54 金大鹰. 机械制图.北京：机械工业出版社, 2012.75 韩秋实，王红军.机械制造技术基础(第三版).北京：机械工业出版社20096 王先，何航红.工程力学.广州：华南理工大学出版社，2008.9