《機械基礎課程設計普通車床主軸變速箱設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械基礎課程設計普通車床主軸變速箱設計（18頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 課程設計實訓報告 課程名稱： 《機械基礎》 設計題目： 《普通車床主軸變速箱設計》 系 別： 機電工程系 專業(yè)班級： 機電一體化6班 學生姓名： 學 號： 02043093262 指導老師：

2、 設計時間： 2010年10月 《機械基礎》課程設計任務書 班級 09機電6班 學生姓名 柴廣帥 指導教師 魏波 課程設計題目 普通車床主軸變速箱設計 主要 設計 內容 1、確定變速基數(shù)。 2、繪制出傳遞系統(tǒng)圖。 3、設計轉速圖以及扭矩。 主要 技術指標 和設 計要 求 1．設計指標 傳動軸的輸出功率 ===3.51(KW) 2．設計要求 ① 畫出軸的結構設計圖； ② 各

3、齒輪的主要參數(shù)； ③ 校核各個軸的強度； ④ 軸的結構設計于計算； 主要 參考 資料 及文 獻 [1]、隋冬杰，謝亞青.機械基礎.上海:復旦大學出版社，2010 [2]、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. [3]、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 [4]、吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊.3版.北京：高等教育出版社，1999 [5]、李維新，金屬材料與熱處理.機械工業(yè)出版社 2011. [6]、魯昌國，何冰強，機械制造基礎.大連理工大學出版社。2009 [7]、胡宴

4、費.機械設計基礎.北京：高等教育出版社．2005.10 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 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 (2) 主軸極限轉速變速范圍 (3) 主軸轉速級數(shù)Z的確定 由 (4) 轉速級數(shù)結構式的確定: 1） 確

5、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： A．12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D．12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內有四個變 傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。 根據傳動副數(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，根據級比指數(shù)非陪要“前疏后密”的原則，應選用第一種方案。然而，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Ⅰ軸至主

6、軸間的降速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）。 其結構網如圖2所示。 圖2 結構網 (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副: 該機床的主傳動系統(tǒng)的總降速比

7、u，如每一組的最小降速比均取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，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 （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= (2) 查表在u=2.82中找出最小齒輪齒數(shù),其最小齒數(shù)和 (3) 查教材表2.1,同時滿足傳動比

8、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 (5).確定各齒輪副齒數(shù) 由u=1一行找出Za1=42. Z’a1=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=, (2) 查表在u=2中找出最小齒輪齒數(shù),其最小齒數(shù)和 (3) 查教材表2.1,同時滿足傳動比要求的齒數(shù)和有72,84,90等. (4) 考慮到減速器的尺寸,取 (5).確定各齒輪副齒數(shù) 由u=1一行找出Zb1=42. Z’b1=84-42=42

9、 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= (2).在u=3.98中找出最小齒輪齒數(shù),其最小齒數(shù)和 (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 (5).確定各齒輪副齒數(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’=11

10、0-22=88. (四) 傳動系統(tǒng)圖: 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=(35.51.413)r/min=100r/min (4)又轉速圖可知,I.II.III軸的計算轉速分別為800,400,140. (5)計算各傳動軸的輸出功率 ===3.51(KW

11、) (6)估算傳動軸直徑d =91mm =91=91 =91=91 =91=91 (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)計算各傳動軸的扭矩 T1=9550=9550 T2=9550=9550 T1=9550=9550 T1=9550=9550 (二) 設計齒輪模數(shù) 1 齒

12、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 (2)齒輪彎曲疲勞強度 (3)齒輪接觸疲勞強度的估算 齒輪中心距A=370 (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）按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj ① 查表7-18.取m’=3,c0=107,n=140則有 i. KT===2.93mm ② 查表7-19.取kn=0.93 ③ 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)

13、按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù) 1/ 查表7-23 取齒形系數(shù) 2/ 查表7-22 取[220 3/ 查表7-17 取 4/ mn=275=2.22mm (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

14、132 132 111 141 78 174 132 141 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 型號 d D B T 類型 帶輪 6014 70 110 20 深

15、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 (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

16、(2)選擇三角帶的型號 由PJ=4.0KW和n額=1440r/min查表選擇B型帶 (3)取D1=125mm,則D1=1=180 D2==225mm (4)核算膠帶速度V , (6) 初定中心距 (7) 計算膠帶的長度 取 (8) 核算膠帶的彎曲次數(shù) (9) 計算實際中心距 圓整取623 (10) 核算小帶輪的包角 (10)確定膠帶的根數(shù) 取整Z=3 B e=19 f=12.5 (查機械設計表8-10) (11)大帶輪結構如下圖: 225

17、 三、主軸組件的計算選取: (一) I軸與IV軸平鍵的選取 （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滿足工作要求。只需按其結合后的靜負載扭矩來選，即 MKM=kX9550X 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; ——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

18、得的扭矩，單位為N。M K——安全系數(shù)，一般取1.5-1.7 MKM=kX9550X=1.6X9550X=70.4 2.片式摩擦離合器的計算 1）決定外摩擦片的內徑 軸裝式：D=d+（2～6）=51+4=55mm 2）選定系數(shù)值 確定內摩擦片外徑D,單位為mm；系數(shù)=0.55～0.77，通常取0.7 D= D/=55/0.7=79 3)計算摩擦面中徑D及摩擦面平均線速度V 4）計算摩擦面對數(shù)Z= 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 外摩擦片的外徑和內徑,單位為mm

19、 ———速度修正系數(shù),結合次數(shù)修正系數(shù). ———摩擦面對數(shù)修正系數(shù)，查表7-14 ———安全系數(shù)。 ———離合器需要傳遞的扭矩，單位為N.m。 （5）確定摩擦片片數(shù): Z== 總片數(shù)=+1=12 取摩擦片厚度為2mm 四、主軸校核 1) 主軸的前端部撓度=0.0002430=0.082 2) 主軸在前軸承處的傾角 3) 在安裝齒輪處的傾角 4) D==79mm 5) E取為，I= （1-）=（1-）=768329mm 6) 7) 8) 由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 9)

20、 10) 將其分解為垂直分力和水平分力 11) 由公式 12) 可得 13) 14) 主軸載荷圖如下所示： 15) 16) 由上圖可知如下數(shù)據：a=420mm,b=170mm,l=590mm,c=85mm 17) 計算（在垂直平面） 18) ,, 19) 20) ，， 21) 22) ，， 23) 24) 計算（在水平面） 25) ,, 26) 27) ，， 28) 29) ，， 30) 31) 合成： 32) 五、參考文獻 【1】 隋冬杰，謝亞青.機械基礎.上海：復旦大學出版社，2010 【2】機械工程及自動化簡明設計手冊（上

21、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 【7】、吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊.3版.北京：高等教育出版社，1999 【8】、李維新，金屬材料與熱處理.機械工業(yè)出版社 2011. 【9】、魯昌國，何冰強，機械制造基礎.大連：理工大學出版社.2009 【10】、胡宴費.機械設計基礎.北京：高等教育出版社．2005.10 17