课程设计普通车床主轴变速箱设计

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 - 1 - 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

2、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

3、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 最后成绩最后成绩 优秀优秀 a a 5 5 c c 0 0 良好良好 a a3 3 c c0 0 中等中等 b b2 2 c c4 4 及格及格 a=0a=0 b=0b=0 c c3 3 不及格不及格 a=0a=0 b=0b=0 c c2 2 e 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。 - 2 - 目录目录 一、运动设一、运动设 计计33 二、动力计二、动力计 算

4、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 - 3 - 一、运动设计一、运动设计 ( (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 1 min 1 max min25,min1600 rnrn41 . 1 (2) 主轴极限转速变速范围 1 . 45 5 . 35 1600 min max n n rn (3) 主轴转速级数 z 的确定 由121 41 . 1 lg 1 . 45lg 1 lg lg n r z (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

5、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

6、许的极 - 4 - 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 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 64 5 . 1 1600 5 . 35 u - 5 - 取 0.25，则 3 个变速组的总降速比

7、可达，故无需增加一个降速传动。但是， 64 1 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 225 125 （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 . 2 1 (2) 查表在 u=2.82 中找出最小齿轮齿数,其最小齿数和22 max

8、z 84 min z s (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84 z s - 6 - (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=62 2.2.基本组齿轮齿数基本组齿轮齿数 (1). ub1=1,ub2= =, , 41 . 1 1 2 1 41. 1 1 2 3 b u (2) 查表在 u=2 中找出最小齿轮齿数,其最小齿数和22 max z66 min z s (3) 查教材表 2.1,

9、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84 z s (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=56 3.3.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. uc2= = 4 1 (2).在 u=3.98 中找出最小齿轮齿数,其最小齿数和22 max z109 min z s (3). 查教材表 2.1,同时满足传动比要求的齿数和有 110,114

10、等. (4). 在具体结构允许的情况下,选用齿数和较少的为宜,取110 z s (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: : - 7 - 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 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

11、10,取 =0.50. (3)传动轴 iv 的计算转数为 niv=n1=(35.5 1.413)r/min=100r/min 1 3 z (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 1 4.0 0.96 0.993.80() br ppnnkw 额 21 3.80 0.97 0.993.65() gr ppnnkw - 8 - = = = =3.51(kw)3prgnnp299 . 0 97. 065. 3 3 3.51 0.97 0.993.37() gr ppnnkw 主 (6)估算传动轴直径 d = =91mm911d

12、 4 1 1 jn p 4 5 . 0800 8 . 3 30 = =91=912d 4 1 1 jn p 4 5 . 0400 65 . 3 mm34 = =91=913d 4 1 1 jn p 4 5 . 0140 65 . 3 mm44 =91=914d 4 1 1 jn p 4 5 . 0100 65 . 3 mm48 (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=9550 nij p 1 ).(

13、 5 . 45362 800 8 . 3 mmn t2= =9550=9550 nij p2 ).( 1 .124491 280 65 . 3 mmn t1= =9550=9550 nij p3 ).(14.239432 140 51 . 3 mmn t1= =9550=9550 nij p4 ).(321835 100 37 . 3 mmn ( (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 - 9 - (2)齿轮弯曲疲劳强度mm nz p m j d w 27 . 2 28022 4 3232

14、3 3 (3)齿轮接触疲劳强度的估算 j m 齿轮中心距 a=370mm n p j d 63. 13 (4)查机械设计基础表 6-1，取齿轮模数为 3mm 2.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 mj 1/查表 7-18.取 m=3,c0=107,n=140 则有 kt=2.93mm m 0c 60nt 3 107 1500028060 2/查表 7-19.取 kn=0.93 3/ 查表 7-1 取58 . 0 p k 4/ 查表 7-21 取55 . 0 q k 5/ 87 . 0 93 . 2 55 . 0 58 . 0 93. 0 qpnts kkkkk

15、 6/ 查表 7-17 取6 . 069 . 0 s k6 . 0 s k 7/ 取 k kwpzmpkk j 37 . 3 ,37,600 , 4 . 1, 4 . 1 121 10 m 8/ 查表 7-16 取45 . 0 22 10 1 z m d 04 . 1 3 k 9/ mm nuz pkkkku m jjm s j 65. 2 28060021037 6 . 037. 314 . 14 . 13 16300 ) 1( 16300 3 22 3 22 321 (2)按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 w m 1/ 查表 7-23 取齿形系数408 . 0 y 2/ 查表 7-22 取220

16、 w mp 3/ 47 . 1 10 1500 5 . 3560 3 7 t k44 . 0 47 . 1 55 . 0 58 . 0 93 . 0 s k 查表 7-17 取44 . 0 s k - 10 - 4/ mn=275=2.22mm 3 1 321 275 wjm s nyz pkkkk 3 22028010408 . 0 22 44 . 0 37 . 3 14 . 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 1261

17、26105147841681261476618611021966264 齿顶 圆直 径 132132111141781741321417219211722572270 齿根 圆直 径 118.5118. 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 齿 宽 2020212022202022222222203230 (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=

18、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= =225mmd 1000 1440 125 800 1440 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双列圆柱滚子轴承 - 11 - (4)核算

19、胶带速度 v ,sm nd v/4 . 9 60000 11 (6) 初定中心距 mmdda525)(5 . 1 210 (7) 计算胶带的长度 3 . 1604 5254 100 350 2 14 . 3 5252 4 )( )( 2 2 2 0 12 2100 a dd ddal 取mml1800 0 (8) 核算胶带的弯曲次数 40 4 .10 1800 4 . 921000 1000 111 sss l mv u (9) 计算实际中心距 mm ll aa 9 . 622 3 . 16041800 525 2 0 0 圆整取 623mm (10)核算小带轮的包角 00120 0 1 12

20、0 8 . 170 14 . 3 180 623 125225 180 180 108 a dd (10)确定胶带的根数 12 . 2 98 . 0 92 . 1 4 10 cp p z j 取整 z=3 bmmfez63 5 . 1221922) 1( e=19 f=12.5 (查机械设计表 8-10) (11)大带轮结构如下图: - 12 - 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:

21、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 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 =kx9550x j n j n p 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。m n k安全系数，一般取 1.5-1.7 mkm =kx9550x=1.6x9550x=70.4 j n j n p 97 . 0 800 8 . 3 - 13 - 2.片式摩擦离合器的计算片式摩擦离合器的计算 1）决

22、定外摩擦片的内径 轴装式：d =d+（26）=51+4=55mm 1 2）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 0.7 2 d = d /=55/0.7=79 21 3)计算摩擦面中径 d 及摩擦面平均线速度 v pp 4）计算摩擦面对数 z = 0 zmv n kkkddpf km )( 1012 3 1 3 2 3 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 21 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 7-14 z k 安全系

23、数。k 离合器需要传递的扭矩，单位为 n.m。 n m （5）确定摩擦片片数: z = 0 zmv n kkkddpf km )( 1012 3 1 3 2 3 13 84 . 0 88 . 0 86 . 0 )5579(3 . 03 . 0 104 . 14412 33 3 总片数=+1=12 0 z 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=0.082 s y y （b） 主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承 - 14 - （c） 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿 d=79mm 平均 650 180909580

24、557515070706570554052 e 取为，i= （1-）=（1-）=768329mm 5 2.1 10empa 64 4 d d d0 64 7914. 3 4 79 45 4 ）（ 计件 主 n5851 90400 955 . 0 37 . 3 109552995 . 0 109552 34 34 nd p fz n39625f . 0 f,n6344f . 0 f zxzy 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 n9440 100223 37 . 3 109552109552 4 4 主主主 主 nzm p fq 将其分解为垂直分力和水平分力 由公式 , tantan

25、qyqynqqzqyn fff ff 可得nfnf qyqz 7152,2289 )(25760130396 3 2 3 2 )67627160634 3 2 3 2 )n440661601585 3 2 3 2 mmnlfm mmnlfm mmlfm xx yy zz 件 件 件 （ （ 主轴载荷图如下所示： - 15 - 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 () 6 qz f abc la y eil 2 2 () 3 z f c ylc eil 3 (23 ) 6 z m c ylc ei 007 . 0 321 yy