機械制造裝備設計課程設計--24級機床變速箱設計

上傳人：奔*** IP屬地：河北更新時間：2024-03-01 格式：doc 頁數(shù)：43 大?。?.04MB 人氣指數(shù)：12 舉報 版權申訴

已閱讀1頁，還剩42頁未讀，繼續(xù)免費閱讀

版權說明：本文檔由用戶提供并上傳，收益歸屬內(nèi)容提供方，若內(nèi)容存在侵權，請進行舉報或認領

文檔簡介

1、　　`機械制造裝備課程設計　　機械與電子工程系　　二○一四年十二月十九日　　目錄　　一、任務書······

2、83;································2　　二

3、、指導教師評閱表·······························3　　三、

4、設計內(nèi)容····································

5、·4　　（一）、設計要求······························&#

6、183;·················4　　1.1 已知條件·············

7、3;······························4　　1.2 功能·&#

8、183;····································

9、··········4　?。ǘ⒃O計意圖·····················&#

10、183;··························4　?。ㄈ⒃O計步驟····

11、3;····································&#

12、183;······4　　3.1 運動設計························

13、3;···················4　　3.2 動力設計············

14、································9　　3.3

15、設計傳動帶····································

16、;······11　　3.4 齒輪傳動設計························

17、3;···············13　　3.5 軸的設計················

18、;····························27　　（四）、箱體的設計···

19、;····································

20、83;······35　　4.1 機座的結構························

21、83;·················35　　4.2 箱體的結構·············

22、83;····························35　　（五）、潤滑與密封··

23、83;····································&

24、#183;······37　　5.1 潤滑設計························&#

25、183;···················37　　5.2 潤滑油的選擇···········&

26、#183;····························37　　四、設計小結··

27、3;··································38

28、　　五、參考文獻··································

29、;···39　　機械制造裝備課程設計任務書　　層次：本科專業(yè)：11機械設計制造及其自動化本4 　　任務書審定日期年月日指導教師（簽字） 　　任務書下

30、達日期年月日學生（簽字） 　　蚌埠學院本科課程設計評閱表　　機械與電子工程系 2011級機械設計制造及其自動化專業(yè)（班級）：班　　三、設計內(nèi)容

31、　?。ㄒ唬┰O計要求　　1.1 已知條件　　機床變速箱級數(shù)Z=24，最高轉(zhuǎn)速1600,最低轉(zhuǎn)速20。　　1.2 功能　　普通車床在機械加工領域有著廣泛的應用?？?/p>

32、用來加工輪盤類、軸類、套筒類等絕大多數(shù)回轉(zhuǎn)體零件。普通車床還可以用來車削端面、鉆孔、車削螺紋、切槽和切斷、車削特型面、滾花和盤繞彈簧等。普通車床的加工范圍很廣但是由于其自動化程度較低，所以一般用只適用于較為簡單的、小批量的生產(chǎn)加工。　　（二）設計意圖　　通過對普通車床主軸床變速系統(tǒng)的設計，可以使我們更加深入了解我們在

33、課堂上所學的知識?？梢詫C械變速系統(tǒng)在整體上有個認識。使我們各方面的綜合能力得到有效的鍛煉。同時也使我們樹立了一個正確有效的設計思想，掌握了基本的設計方法，并具有一定的獨立設計能力，使我們工程意識和技術素質(zhì)得到顯著提高。　?。ㄈ┰O計步驟　　3.1 運動設計

34、　　3.1.1 設計條件　　主軸最小轉(zhuǎn)速，最高轉(zhuǎn)速　　[1]轉(zhuǎn)速范圍　　[2]轉(zhuǎn)速級數(shù)：　　[3]確定公比：取標準系列。　　3.1.2

35、確定變速組數(shù)和變速組內(nèi)傳動副數(shù)　　根據(jù)文獻[6]查表2-5，取最低轉(zhuǎn)速為20r/min并每隔三個數(shù)取一個值可得主軸的24級轉(zhuǎn)速數(shù)列分別為20、25、31.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、900、1000、1120、1250、1320、1400、1600r/min。　　一般普通車

36、床都采用滑移齒輪變速機構，在這些滑移齒輪變速機構中，雙聯(lián)或三聯(lián)齒輪是使用頻率最高的，可以滿足多方面的要求。所以對于24級的傳動不同的傳動順序方案有：、、、四種方案。由設計要求可知在沒有特殊要求的情況之下，一般采用“前密后疏”的原則。所以應該優(yōu)先采用的傳動順序方案。　　3.1.3 確定結構網(wǎng)　　根據(jù)已選用的傳動順序方案又可以得出若干種不同的擴大順序方案。在

37、沒有特殊要求的時候，變速組的擴大順序一般需要與傳動順序一致，因此可以采用傳動方案。其結構網(wǎng)如圖3-1所示。檢驗最后擴大組的變速范圍：　　，滿足故在傳動組的極限變速范圍之內(nèi)，符合設計要求。　　圖3-1 結構網(wǎng)　　3.1.4 選擇電動機轉(zhuǎn)速及型號<p

38、>　　由查文獻[5]查表14.1可知應選取型號為Y132M—4的Y系列三相異步電動機，其參數(shù)如表3-1所示：　　表3-1 Y132M-4電動機性能　　3.1.5 分配總降速傳動比及擬定轉(zhuǎn)速圖　　總降速傳動比，電動機的滿載轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因此需要額外增加一個定比傳動副。<

39、;p>　　確定傳動軸軸數(shù)：傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù)。這六根軸，除掉電動機軸，剩下的五根軸按傳動順序分別標記為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸、Ⅴ軸。Ⅰ軸與Ⅱ軸、Ⅱ軸與Ⅲ軸、Ⅲ軸與Ⅳ軸、Ⅳ軸與Ⅴ軸之間的傳動組分別設為a、b、c、d。分別確定Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸的轉(zhuǎn)速：　?、俅_定Ⅳ軸的轉(zhuǎn)速　　傳動組d有兩

40、對傳動副，級比指數(shù)為12，變速范圍為，　　根據(jù)極限傳動比和的傳動要求，為了不使最小傳動比太小，可以采用升速的向右上方的升4格，降速的向右下方降8格。　　②確定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速　　傳動組c有兩對傳動副，級比指數(shù)為6，Ⅲ軸的最低轉(zhuǎn)速可以為125r/min（），160（）200（)，25

41、0(），315()，400()，500()。為了避免升速，不使最小傳動比太小并滿足降速遞減原則，可取Ⅲ軸的最低轉(zhuǎn)速為315r/min。于是確定了Ⅲ-Ⅳ軸間兩對傳動副的連線。　　③確定Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速　　傳動組b有兩對傳動副，其級比指數(shù)為3，因此Ⅱ軸的最低轉(zhuǎn)速可以為315 r/min（），400（），500（）630（）。為

42、了避免升速，不使最小傳動比太小并滿足降速遞減原則，可?、蜉S的最低轉(zhuǎn)速為,630 r/min。于是確定了Ⅱ-Ⅲ軸間兩對傳動副的連線，Ⅱ軸的三級轉(zhuǎn)速分別為800 r/min,1000 r/min,1250 r/min。　?、艽_定Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速　　傳動組a有三對傳動副，級比指數(shù)為1，根據(jù)極限傳動比和的傳動要求Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速可以為剩

43、下的級數(shù)的轉(zhuǎn)速。同樣的為了避免升速，且不使最小傳動比太小并滿足降速遞減原則，故確定Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速為1250 r/min，于是確定了基本組a的三對傳動副的連線。　　電動機軸與I軸之間可采用帶傳動，其傳動比。　　作平行線及連接線段，最終作出傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖即圖3-2。　　圖3-2 轉(zhuǎn)速圖</b&g

44、t;　　3.1.6 確定各傳動組傳動副齒數(shù)　?、賯鲃咏Ma:　　，，　　時：……70、72、75、78、80、81、83……　　時：……70、72、73、

45、75、77、78、80、82、83、85、86……　　時：……70、72、73、75、77、79、80、82、84、85、87……　　以上三行可挑選出70,72,75,80，但根據(jù)及三聯(lián)滑移齒輪中的最大和次大齒數(shù)差等條件，最終取80，從而查得各齒輪副中的小齒輪齒數(shù)分別為：28、32、33。　　于

46、是，，。　　其中，故滿足要求。　　②傳動組b:　　，，查表有　　時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86、88……<p

47、>　　時：……70、72、73、75、77、79、80、82、84、85、87……　　可取82，從而查得各齒輪副中的小齒輪齒數(shù)分別為： 41、34。　　于是，。　?、蹅鲃咏Mc:<b

48、>　　，　　時：……70、72、74、75、77、79、81、82、83、84、86、88……　　時：……70、72、73、75、77、78、80、82、83、85、86……　　可取86，從而查得各齒輪副中的小齒輪齒數(shù)分別為：38、33。<

49、b>　　于是，，。　?、軅鲃咏Md:　　，　　時：……70、72、73、75、77、78、80、82、83、85、86……　　時：…… 70、71、73、74、77、7

50、8、80、81、84、85、87……　　可取85，查得各齒輪副中的小齒輪齒數(shù)分別為：33、25。　　于是，，。　　3.1.7 確定傳動系統(tǒng)簡圖　　根據(jù)設計出來的參數(shù)可以得到傳動系統(tǒng)簡圖,如圖3-3所示。&l

51、t;p>　　圖3-3 傳動系統(tǒng)簡圖　　3.2 動力設計　　3.2.1 確定主軸計算轉(zhuǎn)速　　由轉(zhuǎn)速圖可知：主軸的計算轉(zhuǎn)速是主軸第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，從而我們可以得到 r/min。　　3.2.2 確定每根軸的計算轉(zhuǎn)

52、速　　從轉(zhuǎn)速圖可知，、 r/min 、 r/min、 r/min。　　3.2.3 確定每個齒輪的計算轉(zhuǎn)速　　表3-2 各齒輪副的計算轉(zhuǎn)速　　3.2.4 工作機的傳動效率　　從電動機到工作機間的總效率為

53、　　由文獻[5]查表9-1，有（齒輪8級精度）　　于是 　　于是工作機輸出的功率 　　3.2.5 計算各軸的輸入功率　　3.2.6計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩　　電動機的輸入轉(zhuǎn)矩

54、　　軸I 　　軸II 　　軸III 　　軸IV 　　軸V </b

55、>　　3.3 設計傳動帶　　電動機轉(zhuǎn)速,額定功率,電動機主軸與軸I的傳動比，采用兩班制，一班8小時，一天運轉(zhuǎn)16小時，工作年數(shù)為10年。　　[1]確定計算功率　　由文獻[1]查表8-7，取

56、，則　　[2]選取普通V帶傳動并確定其帶型　　根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率 ,應選A型帶。　　[3]確定帶輪基準直徑和驗算帶速　　由文獻[1]查表8-6及表8-8取小帶輪基準直徑　　則大帶輪基準直徑</b&g

57、t;　　符合V帶輪的基準直徑系列。　　驗算帶速 　　因，故帶速合適。　　[4]確定V帶的中心距和基準長度　　即&

58、lt;/p>　　初選中心距為=400mm　　所需帶基準長度　　由文獻[1]查表8-2，取相近的帶的基準長度　　帶傳動實際中心距　　中心距變化范圍為&l

59、t;/b>　　[5]驗算小帶輪的包角：一般小帶輪的包角不應小于。　　，　　故合適。　　[6]確定帶的根數(shù)Z　　計算單根V帶的額定功率</p&g

60、t;　　由文獻[1]查表8-4a，得查表8-4b,得　　由文獻[1]查表8-5，得查表8-2，得　　于是　　V帶的根數(shù) 故取3根帶。　　[7]計算單根V帶的初拉力的最小值<p&

61、gt;　　查表得，　　故應使帶實際初拉力的最小值　　[8]計算作用在軸上的壓軸力　　壓軸力的最小值　　[9]V帶輪的結構設計　　V帶輪的結構如下圖3-4

62、所示，其基本數(shù)據(jù)如下：　　圖3-4 V帶輪結構圖　　3.4 齒輪傳動設計　　3.4.1 基本組設計　　軸Ⅰ的輸入功率，計算轉(zhuǎn)速 r/min ,轉(zhuǎn)矩，最大傳動比，轉(zhuǎn)速不高，兩班制，工作期限規(guī)定為10年，除去節(jié)假日每年按300天計算。

63、;　　一、材料、熱處理及精度等級　　由于轉(zhuǎn)速不是太高，所以大、小齒輪的材料均選用45號鋼，并且進行調(diào)制處理。小齒輪的齒面硬度為260HBS，大齒輪的齒面硬度為220HBS，硬質(zhì)差為40HBS，在規(guī)定的30～50 HBS范圍內(nèi)，符合要求。　　因載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，初選8級精度　　二、按齒面接觸疲勞強度設計齒輪&

64、lt;/p>　　1)取載荷系數(shù)　　2)由文獻[1]查表10-7，選取齒寬系數(shù)　　　3)由文獻[1]查表10-6，　　由文獻[1]查表圖10-21d查得， 　　應力循環(huán)次數(shù)， <

65、/b>　　從圖10-19查得 　　查表可安全系數(shù)，確定接觸疲勞許用應力：　　4) 求小齒輪的分度圓直徑，代入的最小值　　5) 計算齒輪最大圓周速度：　　因為，所以所取的8級精度符合設計要求。<

66、;p>　　三、確定齒輪的主要參數(shù)　　第一對齒輪(齒數(shù))的參數(shù)計算　　1) 模數(shù):　　按標準取模數(shù)　　2) 分度圓直徑：<p

67、>　　3) 中心距: 　　4) 齒輪寬度：　　，　　經(jīng)處理后取 　　四、按齒根彎曲疲勞強度校核

68、;　　確定公式中各參數(shù)值　　查文獻表10-8可得動載荷系數(shù)，對于直齒輪來說　　查文獻[1]表10-2可得使用系數(shù)　　查文獻[1]表10-4，用插值法得　　故載荷系數(shù)　<

69、/p>　　由文獻[1]查圖10-20c，得小大齒輪的彎曲強度極限　　由文獻[1]查圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　取彎曲疲勞安全系數(shù)　　則　　由文獻[1]

70、查表10-5，齒形系數(shù)　　應力校正系數(shù)　　故齒輪校核合格。　　3.4.2 第一擴大組設計　　軸II的輸入功率，計算轉(zhuǎn)速 r/min ,轉(zhuǎn)矩，最大傳動比，轉(zhuǎn)速不高，兩班制，工作期限規(guī)定為10年，除去

71、節(jié)假日每年按300天計算。　　一、材料、熱處理及精度等級　　由于轉(zhuǎn)速不是太高，所以大、小齒輪的材料均選用45號鋼，并且進行調(diào)制處理。小齒輪的齒面硬度為260HBS，大齒輪的齒面硬度為220HBS，硬質(zhì)差為40HBS，在規(guī)定的30～50 HBS范圍內(nèi)，符合要求。　　因載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，初選8級精度。</

72、p>　　二、按齒面接觸疲勞強度設計齒輪　　1)取載荷系數(shù)　　2)由文獻[1]查表10-7，選取齒寬系數(shù)　　　3)由文獻[1]查表10-6，　　由文獻[1]查圖10-21d，查得

73、　　計算齒輪的應力循環(huán)次數(shù) 　　查文獻[1]圖10-19可得，　　可安全系數(shù)，計算接觸疲勞許用應力　　4) 求小齒輪的分度圓直徑，代入的最小值　　5) 求齒輪的最大圓周速度：　　因為，所以取8級精度符合設計要

74、求。　　三、確定主要參數(shù)　　第一對齒輪(齒數(shù))的參數(shù)計算　　1) 模數(shù):　　按標準取模數(shù)　　2)

75、分度圓直徑：　　3) 中心距: 　　4) 齒輪寬度：　　，　　經(jīng)處理后取

76、　　第二對齒輪(齒數(shù))的主要幾何尺寸　　1) 分度圓直徑：　　2) 中心距： 　　3) 齒輪寬度：　　，

77、;　　經(jīng)處理后取 　　第三對齒輪（齒數(shù)）的主要幾何尺寸　　1)分度圓直徑：　　中心距： 　　3)

78、齒輪寬度：　　，　　經(jīng)處理后取 　　四、按齒根彎曲疲勞強度校核　　確定公式中各參數(shù)值　　查文獻[

79、1]圖10-8可得動載荷系數(shù)，而對于直齒輪來說　　查文獻[1]表10-2可得使用系數(shù)　　查文獻[1]表10-4，用插值法可得　　故載荷系數(shù)　　　由文獻[1]查圖10-20c，得小大齒輪的彎曲強度極限<p&

80、gt;　　由文獻[1]查圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　取彎曲疲勞安全系數(shù)　　則　　由文獻[1]查表10-5，齒形系數(shù)　　應力校正系數(shù)</

81、p>　　故齒輪校核合格。　　3.4.3 第二擴大組設計　　軸III的輸入功率，計算轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩，最大傳動比，轉(zhuǎn)速不高，兩班制，工作期限規(guī)定為10年，除去節(jié)假日每年按300天計算。　　一、材料、熱處理及精度等級

82、　　由于轉(zhuǎn)速不是太高，所以大、小齒輪的材料均選用45號鋼，并且進行調(diào)制處理。小齒輪的齒面硬度為260HBS，大齒輪的齒面硬度為220HBS，硬質(zhì)差為40HBS，在規(guī)定的30～50 HBS范圍內(nèi)，符合要求。　　因載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，初選8級精度。　　二、按齒面接觸疲勞強度設計齒輪　　1)取載荷

83、系數(shù)　　2)由文獻[1]查表10-7，選取齒寬系數(shù)　　　3)由文獻[1]查表10-6，　　由文獻[1]查圖10-21d，查得， 　　應力循環(huán)次數(shù) 　　查文獻[1]圖10

84、-19可得 　　可以取安全系數(shù)，計算接觸疲勞許用應力：　　4) 求小齒輪的分度圓直徑，代入的最小值　　5) 計算齒輪最大的圓周速度：　　因為，所以取8級精度符合設計要求。　　三、確定主要參數(shù)

85、;　　第一對齒輪(齒數(shù))的參數(shù)計算　　1) 模數(shù)：　　按標準系列取模數(shù)m=3mm　　2) 分度圓直徑：　　3) 中心距： </b

86、>　　4) 齒輪寬度：　　經(jīng)處理后取 　　第二對齒輪(齒數(shù))的主要幾何尺寸　　1) 分度圓直徑：<b&g

87、t;　　2) 中心距： 　　3) 齒輪寬度：　　，　　經(jīng)處理后取 　　四、按齒根彎曲疲勞強度校核

88、;　　確定公式中各參數(shù)值　　查文獻[1]圖10-8可得動載荷系數(shù)，而對于對于直齒輪來說　　查文獻[1]表10-2可得使用系數(shù)　　查文獻[1]表10-4，用插值法可得　　故載荷系數(shù)　</p&g

89、t;　　由文獻[1]查圖10-20c，查得小大齒輪的彎曲強度極限　　由文獻[1]查圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　取彎曲疲勞安全系數(shù)　　則　　由文獻[1]查表

90、10-5，齒形系數(shù)　　應力校正系數(shù)　　故齒輪校核合格。　　3.4.4 第三擴大組設計　　軸IV的輸入功率，計算轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩，最大傳動比，轉(zhuǎn)速不高，兩班制，工作期限規(guī)定為10年，除去節(jié)假日每年按300

91、天計算。　　一、材料、熱處理及精度等級　　由于轉(zhuǎn)速不是太高，所以大、小齒輪的材料均選用45號鋼，并且進行調(diào)制處理。小齒輪的齒面硬度為260HBS，大齒輪的齒面硬度為220HBS，硬質(zhì)差為40HBS，在規(guī)定的30～50 HBS范圍內(nèi)，符合要求。　　因載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，初選8級精度。&l

92、t;p>　　二、按齒面接觸疲勞強度設計齒輪　　1)取載荷系數(shù)　　2)由文獻[1]查表10-7，選取齒寬系數(shù)　　　3)由文獻[1]查表10-6，　　由文獻[1]查圖10-21d，查得，

93、　　應力循環(huán)次數(shù) 　　查文獻[1]圖10-19，可以得到查 　　可以取安全系數(shù)，計算接觸疲勞許用應力：　　4) 計算小齒輪的分度圓直徑，代入的最小值　　5) 計算齒輪的最大圓周速度：　　因

94、為，所以取8級精度符合設計要求。　　三、確定主要參數(shù)　　第一對齒輪(齒數(shù))的參數(shù)計算　　1) 模數(shù)： 　　按標準系列取模數(shù)<p&

95、gt;　　2) 分度圓直徑：　　3) 中心距： 　　4) 齒輪寬度：　　，　　經(jīng)處理后取 </b

96、>　　第二對齒輪(齒數(shù))的主要幾何尺寸　　1) 分度圓直徑：　　2) 中心距： 　　3) 齒輪寬度：<b

97、>　　，　　經(jīng)處理后取 , 　　四、按齒根彎曲疲勞強度校核　　確定公式中各參數(shù)值　　查文獻[1]圖10-8可得動載荷系數(shù)，而對于直齒輪來說<

98、p>　　查文獻[1]表10-2可得使用系數(shù)　　查文獻[1]表10-4，用插值法可得　　故載荷系數(shù)　　　由由文獻[1]查圖10-20c，查得小大齒輪的彎曲強度極限　　由文獻[1]查圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù) <

99、/p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)　　則　　由文獻[1]查表10-5，齒形系數(shù)　　應力校正系數(shù)　　故齒輪校核合格。&l

100、t;/b>　　3.4.5 第四擴大組齒輪設計　　軸V的輸入功率，計算轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩，最大傳動比，轉(zhuǎn)速不高，兩班制，工作期限規(guī)定為10年，除去節(jié)假日每年按300天計算。　　一、材料、熱處理及精度等級　　由于轉(zhuǎn)速不是太高，所以大、小齒輪的材料均選用45號鋼，并且進行調(diào)制處理

101、。小齒輪的齒面硬度為260HBS，大齒輪的齒面硬度為220HBS，硬質(zhì)差為40HBS，在規(guī)定的30～50 HBS范圍內(nèi)，符合要求。　　因載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，初選8級精度。　　二、按齒面接觸疲勞強度設計齒輪　　1)取載荷系數(shù)　　2)

102、由文獻[1]查表10-7，選取齒寬系數(shù)　　　3)由文獻[1]查表10-6，　　由文獻[1]查圖10-21d，查得， 　　應力循環(huán)次數(shù) 　　查文獻[1]圖10-19可以得到 　　可以取安

103、全系數(shù)，計算齒輪的接觸疲勞許用應力：　　4) 計算小齒輪的分度圓直徑，代入的最小值　　5) 計算齒輪的最大圓周速度：　　因為，所以取8級精度符合設計要求。　　三、確定主要參數(shù)　　第一對齒輪(齒

104、數(shù))的參數(shù)計算　　1) 模數(shù)： 　　按標準系列取模數(shù)　　2) 分度圓直徑：　　3) 中心距： &

105、lt;p>　　4) 齒輪寬度：　　，　　經(jīng)處理后取 　　第二對齒輪(齒數(shù))的主要幾何尺寸　　1) 分度圓直徑：&l

106、t;/p>　　2) 中心距： 　　3) 齒輪寬度：　　，　　經(jīng)處理后取 , 　　四、按齒根彎

107、曲疲勞強度校核　　確定公式中各參數(shù)值　　查文獻[1]查圖10-8就可以得到動載荷系數(shù)，而對于直齒輪來說　　查文獻[1]表10-2可以得到使用系數(shù)　　查文獻[1]表10-4，用插值法可以得到&l

108、t;b>　　故載荷系數(shù)　　　由由文獻[1]查圖10-20c，查得小大齒輪的彎曲強度極限　　由文獻[1]查圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　取彎曲疲勞安全系數(shù)　　則</b&g

109、t;　　由文獻[1]查表10-5，齒形系數(shù)　　應力校正系數(shù)　　所以主軸上的齒輪強度符合設計要求。　　3.5 軸的設計　　3.5.1 軸Ⅰ的設計</p

110、>　　1) 選擇軸的材料及熱處理　　查文獻[1]表15-1可以得到：軸Ⅰ選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS，　　2) 按扭矩的大小初步確定軸徑　　查文獻[1]表15-3，可以取，則　　考慮到軸上有鍵槽和軸承，所以軸頸需要加大15%

111、：　　最后取　　3) 軸的結構設計　　圖3-6 Ⅰ軸結構圖　　4) 確定軸各段直徑和長度　　Ⅰ段直徑 (離合器右段及花鍵和套筒的總長)

112、　　Ⅱ段直徑（選擇軸承內(nèi)徑，選用圓錐滾子軸承30205，寬度15mm，外徑52mm.）（軸承寬及套的筒長）　　Ⅲ段直徑（安裝齒輪段及變速時齒輪的滑移的距離的范圍）　?、舳沃睆剑ㄟx擇軸承內(nèi)徑，可以選用圓錐滾子軸承30205，他的寬度為15mm，外徑52mm.）（軸承寬及套筒長）

113、;　　所以總長　　5) 軸的強度校核　　已知小齒輪.圓周力為，徑向力為　　在危險截面上的內(nèi)力矩　　平面內(nèi)彎矩：　　平

114、面內(nèi)彎矩：　　總的合成彎矩：　　取，由強度理論得危險截面處的計算應力：　　因此該軸強度足夠。　　3.5.2 軸II的設計計算　　1)

115、選擇軸的材料及熱處理　　由文獻[1]查表15-1，軸II選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS，　　2) 按扭矩初算軸徑　　由文獻[1]查表15-3，取，則　　考慮有鍵槽和軸承，軸頸加大9%：　　所以取

116、　　3) 軸的結構設計　　圖3-7 Ⅱ軸結構圖　　4) 確定軸各段直徑和長度　?、穸沃睆剑ㄟx擇左端軸承內(nèi)徑,選用圓錐滾子軸承30205，寬度15mm，外徑52mm.）（軸承內(nèi)徑及套筒長）&l

117、t;p>　?、蚨屋S肩高 ,考慮到要用花鍵連接，選鍵的型號為，所以直徑，（第一傳動組、第二傳動組滑移齒輪安裝，中間軸承寬度，選中間軸承為N307E，寬21mm，外徑80mm，且考慮箱體鑄造時的方便）　　Ⅲ段直徑（選擇右端軸承內(nèi)徑，選用圓錐滾子軸承30205，寬度15mm，外徑52mm.）（軸承內(nèi)徑及套筒長）　　所以總長。</b

118、>　　5) 軸的強度校核　　已知小齒輪，圓周力為，徑向力為,在危險截面上的內(nèi)力矩　　平面內(nèi)彎矩：　　平面內(nèi)彎矩：

119、;　　總的合成彎矩：　　取，由強度理論得危險截面處的計算應力：　　因此該軸強度足夠。　　3.5.3 軸III的設計　　1) 選擇軸的材料及熱處理　　由文獻

120、[1]查表15-1，得軸III選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS，　　2) 按扭矩大小初步確定軸徑　　由文獻[1]查表15-3，取，則　　考慮有鍵槽和軸承，軸頸加大10%：　　所以取。<p&

121、gt;　　3) 軸的結構設計　　圖3-8 Ⅲ軸結構圖　　4）確定軸各段直徑和長度　　Ⅰ段直徑（選擇左端軸承內(nèi)徑,選用圓錐滾子軸承30206，寬度16mm，外徑62mm.）（軸承內(nèi)徑及套筒長）　?、蚨屋S肩高,考慮到要用鍵連接，所以直徑&

122、lt;/p>　　Ⅲ段直徑（選擇右端軸承內(nèi)徑，選用圓錐滾子軸承30206，寬度16mm，外徑62mm.）（軸承內(nèi)徑及套筒長）　　所以總長。　　5) 軸的強度校核　　已知小齒輪，圓周力為，徑向力為

123、;　　在危險截面上的內(nèi)力矩　　XOZ平面內(nèi)彎矩　　XOY平面內(nèi)彎矩　　合成彎矩　　取，由強度理論得危險截面處的計算應力：。</p&

124、gt;　　因此該軸強度足夠。　　3.5.4 軸IV的設計　　1) 選擇軸的材料及熱處理　　由文獻[1]查表15-1，得軸III選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS，　　2) 按扭矩初步確定軸徑<

125、/p>　　由文獻[1]查表15-3，取，則　　考慮有鍵槽和軸承，軸頸加大10%：　　所以取　　3) 軸的結構設計　　圖3-8 IV軸結構圖<

126、;p>　　4）確定軸各段直徑和長度　　Ⅰ段直徑（選擇左端軸承內(nèi)徑,選用圓錐滾子軸承30206，寬度16mm，外徑62mm.）（軸承內(nèi)徑及套筒長）　?、蚨屋S肩高,考慮到要用鍵連所以直徑　?、蠖沃睆剑ㄟx擇右端軸承內(nèi)徑，選用圓錐滾子軸承30206，寬度16mm，外徑62mm.）（軸承內(nèi)徑及套筒長）</p&g

127、t;　　所以總長。　　5) 軸的強度校核　　已知小齒輪，圓周力為，徑向力為　　在危險截面上的內(nèi)力矩　　XOZ平面內(nèi)彎矩：</p&g

128、t;　　XOY平面內(nèi)彎矩：　　總的合成彎矩：　　取，由強度理論得危險截面處的計算應力：　　因此該軸強度足夠。　　3.5.5 主軸結構設計

129、　　1) 選擇軸的材料及熱處理　　由于主軸承受的扭矩較大并且是空心軸，由文獻[1]查表15-1，主軸選用35SiMn調(diào)質(zhì)處理，硬度229~286HBS，　　2) 按扭矩初算軸徑　　由文獻[1]查表15-3，取，則　　考慮到主軸上有

130、鍵槽和軸承，主軸為空心軸，故軸頸應加大70%：，再考慮到主軸空心軸的內(nèi)徑　　所以取　　3) 軸的結構設計　　圖3-9 主軸結構圖　　確定軸各段直徑和長度&

131、lt;b>　?、穸沃睆?lt;/b>　　Ⅱ段直徑，（考慮到密封和端蓋）　　Ⅲ段直徑（軸承的安裝，選圓柱滾子軸承N213E，寬度23mm，內(nèi)徑65mm ,外徑120mm）　?、舳危紤]變速時齒輪的滑移及箱體鑄造時的方便）　　Ⅴ段（選擇主軸右端軸承，選軸承N216

132、E，寬26mm，內(nèi)徑80，外徑140mm）　?、龆沃睆剑紤]端蓋的安裝，擋油環(huán)安裝螺紋的加工）　?、鞫沃睆剑ㄓ糜诎惭b卡盤等機構）　　VIII段工藝椎體，錐度為　　所以軸的總長

133、　　4）驗算軸的強度　　已知齒輪，圓周力為，徑向力為　　其中在危險截面上的內(nèi)力矩　　平面內(nèi)彎矩：　　平面內(nèi)彎矩：

134、總的合成彎矩：　　取，由強度理論得危險截面處的計算應力：其中，因此主軸的強度足夠。　?。ㄋ模┫潴w的設計　　4.1 機座的結構　　機座的形式很多，分類方法也各部相同。但就其一般的

135、構造形式而言，可分為四類：臥式機座、立式機座、門式機座和環(huán)式機座。對于普通車床而言，以臥式和立式居多。　　4.2 箱體的機構　　4.2.1 箱體的材料　　對于普通車床，箱體結構通常采用鑄造。箱體的材料常常即要求便于施工，又價格低廉，所以通常采用球墨鑄鐵、普通灰鑄鐵以及變性灰鑄

136、鐵等；對于那些要求強度高、剛度大的機械，箱體的材料通常采用鑄鋼；對于那些減小質(zhì)量具有很大意義的機械（如運行式機器），采用鋁合金等輕金屬。　　4.2.2 箱體的設計　?。ㄒ唬?箱體的設計概要　　剛度是箱體類零件工作能力的最主要指標，其次是強度和抗振性能。此外，對于具體的機械，還應該符合特殊要求，并力求具有良好的工藝

137、性。如圖4-1為主軸箱展開圖。　　箱體的結構及尺寸取決于內(nèi)外部零部件的形狀和尺寸。由以上設計出的各幾何尺寸（齒頂圓直徑、齒寬以及各軸間的中心距等）確定箱體的機構和尺寸大?。ū?-1為箱體的尺寸）。　　鑄造工藝要求　　箱體應具有良好的鑄造工藝性，鑄件冷卻時不應產(chǎn)生縮孔和裂紋。&

138、lt;/p>　　（三）加工工藝對結構的要求　　由于聲場和加工方法不盡相同，對零件的結構也有不同的要求，因此要特別注意加工工藝對結構的要求。　?。ㄋ模?裝配工藝對結構的要求　　為了縮短裝配時間，提高工作效率，必須對裝配工藝有較高要求。　　圖4-

139、1 主軸箱展開圖 　　表4-1 箱體的尺寸　　（五）潤滑與密封　　5.1 潤滑設計　　普通機床主軸變速箱多用潤滑油進行潤滑，而且多為閉式齒輪傳動，有密閉的箱體，齒輪工作環(huán)節(jié)較為清潔。采用潤滑油進

140、行潤滑時應該保證回油路的暢通，進油方向一定要注意到角接觸軸承的泵油效應，即潤滑油必須從小端進大端出。為了方便潤滑，箱體上的回油孔的直徑應盡可能的大些。箱體上需要放置油標，以便及時檢查潤滑系統(tǒng)工作情況。應在箱體適當位置上設置放油孔，放油孔應低于油池底面，以便放凈油，為了便于接油最好在放油孔處接長管。　　5.2 潤滑油的選擇　　潤滑油的選擇與軸承的類型、尺寸

141、、以及齒輪的工作條件有關，速度高選粘度低的，反之選粘度高的。由于我們的主軸轉(zhuǎn)速較低可以選擇粘度高一點的。　　四、設計小結　　經(jīng)過兩周的奮戰(zhàn)我的課程設計終于完成了。通過這次課程設計使我明白了自己原來知識還比較欠缺。自己要學習的東西還太多，以前老是覺得自己什么東西都會，什么東西都懂，有點眼高手低。通過這次課程設計，我才明

142、白學習是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質(zhì)。而且也使我們的同學關系更進一步了，同學之間互相幫助，有什么不懂的大家在一起商量，聽聽不同的看法對我們更好的理解知識，所以在這里非常感謝幫助我的同學。 　　總之，不管學會的還是學不會的的確覺得困難比較多，真是萬事開頭難，不知道如何入手。最后終于做完了有種如釋重負的感覺。此外，還得出一個結論：知識必須通過應

143、用才能實現(xiàn)其價值！有些東西以為學會了，但真正到用的時候才發(fā)現(xiàn)是兩回事，所以我認為只有到真正會用的時候才是真的學會了。 　　最后還要非常感謝我們的指導老師**對我們悉心的指導，感謝**給我們的幫助。在設計過程中，我通過查閱大量有關資料，與同學交流經(jīng)驗和自學，并向老師請教等方式，使自己學到了不少知識，也經(jīng)歷了不少艱辛，但收獲同樣巨大,為即將到來的畢業(yè)設計打下一個好的基礎。&l

144、t;p>　　五、參考文獻　　[1] 濮良貴,紀名剛.機械設計[M].高等教育出版社,2010.　　[2] 工程學院機械制造教研室.金屬切削機床指導書[M]. 2010. 　　[3] 周開勤.機械零件手冊[G].第五版.高等教育出版社,2001.

145、　　[4] 《機床設計手冊》編寫組.機床設計手冊[G].北京:機械工業(yè)出版社,1980. 　　[5] 宋寶玉.機械設計課程設計指導書[M].高等教育出版社,2006. 　　[6] 周堃敏.機械系統(tǒng)設計[M].高等教育出版社,2009. 　　[7] 楊汝清.現(xiàn)代機械設計[M].上?？瓶茖W技術文獻出

146、版社,2000.　　[8] 黃天鉻, 鄧先禮, 梁錫昌.機械系統(tǒng)學[M].重慶出版社,1997.　　[9] 劉鴻文.材料力學[M].高等教育出版社,2004. 　　[10] 劉孝民.機械設計基礎[M].華南理工大學出版社,2006.　　[11] 東北工學院編寫組.機械零件

眾賞文庫> 全部分類> 畢業(yè)設計

溫馨提示

1. 本站所有資源如無特殊說明，都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
2. 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等，如果需要附件，請聯(lián)系上傳者。文件的所有權益歸上傳用戶所有。
3. 本站RAR壓縮包中若帶圖紙，網(wǎng)頁內(nèi)容里面會有圖紙預覽，若沒有圖紙預覽就沒有圖紙。
4. 未經(jīng)權益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
5. 眾賞文庫僅提供信息存儲空間，僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護處理，對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯，并不能對任何下載內(nèi)容負責。
6. 下載文件中如有侵權或不適當內(nèi)容，請與我們聯(lián)系，我們立即糾正。
7. 本站不保證下載資源的準確性、安全性和完整性, 同時也不承擔用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。

機械制造裝備設計課程設計--24級機床變速箱設計

文檔簡介

溫馨提示

最新文檔

評論

機械制造裝備設計課程設計--24級機床變速箱設計

文檔簡介

溫馨提示

最新文檔

評論

免費下載