说明书样本.doc
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1、个人收集整理 勿做商业用途机械工程系课程设计说明书课 程 名 称:机械系统设计课程设计题 目 名 称:分级变速主轴箱设计年级专业及班级:2009级机制1班姓 名:于彤学号:0908012153指 导 教 师:于霖冲,林志树评 定 成 绩:教 师 评 语: 指导老师签名: 2012 年 12 月 31日目录一、课程设计目的.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。3二、课程设计题目,主要技术参数和技术要求.。.。.。.。.。3三、运动设计.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.31。确定极限转速,转速数列,结构网和结构式。.。.。.。.32.主传动转速图和传动系统图.。.。.。.。.
2、。.。.43.确定变速组齿轮齿数,核算主轴转速误差。.。.。.。.。.5四、动力计算。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。6 1.传动件的计算转速.。.。.。.。.。.。.。.。.。.6 2.传动轴和主轴的轴径设计。.。.。.。.。.。.。.。73.计算齿轮模数.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。84。带轮设计.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。9五、主要零部件选择.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。11六、校核.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.12结束语.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.参考文献.。.。.
3、。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。1. 概述1。1机床主轴箱课程设计的目的 设计,是在学习过课程机械制造装备设计之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计,使学生在拟定传动和变速的结构方案过程中,得到设计构思,方案分析,结构工艺性,机械制图,零件计算,编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并培养学生具有初步的结构分析,结构设计和计算能力。1.2设计任务和主要技术要求 机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此,对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱.主要用于加
4、工回转体.参数(规格尺寸)和基本参数如下:题目25:分级变速主传动系统设计技术参数:Nmin=95r/min; Nmax=800r/min; Z=10级;公比为1.26;电动机功率P=3.5/5kw;n=710/1420r/min 1。3机床主轴箱总体设计(工业机械臂总体设计)1。3.1系统划分1。3.2各系统功能简介2.参数的拟定2.1 确定极限转速1.确定极限转速,公比、变速级数 Nmin=95r/min ,Nmax=800r/min; =1.26; z=112转速数列:=1。26=(1.06)4 95,118,150,190,236,300,375,475,600,750,800(r/m
5、in)共11级3。确定极限转速:Rn=Nmax/Nmin=800/95=8。42.2.2 主电机选择合理的确定电机功率N,使机床既能充分发挥其使用性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是5.5KW,根据车床设计手册附录表2选Y132S-4,额定功率5。5,满载转速1440 ,最大额定转距2.2。3。传动设计3.1 主传动方案拟定拟定传动方案,包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关,和工作性能也有关系。因此,确定传动方案
6、和型式,要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种,传动型式更是众多,比如:传动型式上有集中传动,分离传动;扩大变速范围可用增加传动组数,也可用背轮结构、分支传动等型式;变速箱上既可用多速电机,也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然,可能的方案有很多,优化的方案也因条件而异。此次设计中,我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法,但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案,就并非十分有效。(1)写传动结构式主轴转速级数Z=10. 结构式10=233125(2)画结构网: 验算变速范围,验算
7、最后一组即可。对于24变速组,(2-1)4 =2。58;则最后一级的变速范围合格. 其结构式与结构网如下图所示: 3.2。1 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成,各传动组分别有、个传动副。即 传动副中由于结构的限制以2或3为合适,即变速级数Z应为2和3的因子: ,可以有三种方案: 3。2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组,选择传动组安排方式时,考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时,为减少轴向尺寸,第一传动组的传动副数不能多,以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大,因此主轴上齿轮少些为好.最后一个传
8、动组的传动副常选用2。综上所述,传动式为10=2321-13。2。3 结构式的拟定由于本次设计的机床I轴装有摩擦离合器,在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选10=233125的方案。3.3 转速图的拟定图33主传动系图4. 传动件的估算4.1 V带传动的计算输出功率P=3。5/2。5kw,转速n1=710/1420r/min,n2=500/1000r/min(1)确定计算功率: ,K为工作情况系数,查1表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=1。1x3。5=3.85kw(2)选择V带的型号: 根据pd,n1=1420r/min参考1图表3。16及表3。3选小带轮直径,查表选择A型
9、V带 d1=90mm(3)确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=90mm验算带速v=d1n1/(60x1000)=x90x1420/(60x1000)=6。69m/s从动轮直径d2=n1d1/n2=1420x90/1000=127.8mm取d2=132mm查1表3。3计算实际传动比i=d2/d1=132/90=1。47相对误差: 理论:i0=n1/n2=1.42 i0i/i0=1.421。47/1.42=3。5%5 合格(4)定中心矩a和基准带长Ld1初定中心距a00。7(d1d2)a02(d1+d2))155.4a0444取ao=300mm2带的计算基准长度 Ld02a0+/2(d1+d2)
10、+(d2d1)2/4a02x300+/2(90+132)+(132-90)2/4x300650mm查1表3.2取Ld0=630mm3计算实际中心距 aa0+(LdLd0)/2=300+(630-650)=290mm 4确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=290+0。03x630=308。9mm amin=a0.015Ld=290-0。015x630=280.55mm(5)验算包角:1=1800-(d2-d1)/ax57。30=1800-(13290)/290x57。30=17201200(6)确定V带根数:确定额定功率:P0由查表并用线性插值得P0=0。15kw查1表37得功率增量
11、P0=0.13kw查1表38得包角系数K=0.99查1表3得长度系数Kl=0。81确定带根数:ZPd/(P0+P0)KKl=3.85/(1.05+0。13)x0.99x0。81=4。07取Z=54。2 传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外,还应满足刚度的要求,强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高,不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾,除了载荷很大的情况外,可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此,必须保证传动轴有足够的刚度。4。2。1 确定各轴转速 (1)主轴的计算转速:,取主轴的计算转速为160r/min。轴
12、:500-1000r/min轴:250-630 r/min轴:173。2630 r/min(2)各轴的计算转速如下: 轴序号电动机计算转速(r/min)1420710500250160(3)确定齿轮副计算转速:序号Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5nj(r/min) 500 250 500 315 500 400 250 160 500 200(3)核算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用下式计算:式中 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比,取0.02 。 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示:%其中为主轴标准转速.正转转速误差表主轴转速标准转速9511
13、8150190236375实际转速100116。4147。60。95242368。5转速误差%5。261.371。622.372。541。76主轴转速n7n8n9n10标准转速475600750800实际转速477。8607。5738.3793.4转速误差0。581。230.430。83 转速误差满足要求。4。2.2 传动轴直径的估算其中:P电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积;-该传动轴的计算转速。计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上,按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。查机械制造装备设计表3-11,I、I
14、I、III轴都是花键轴,;轴是单键轴,。1)传动轴轴径初定、键的选取轴:p=3.5kw,n=500r/min,=0。5带入公式:=24.8mm,圆整取d=25mm选花键:6x28x34x7轴:p=3.5kw,n=250r/min,=0。5, =29.5mm,圆整取 选花键:8x36x40x7(2)主()轴轴颈直径确定: 车床:7090mm 铣床:6090mm为了提高主轴抗震性,采用两支承,以前支承为主.由结构要求,查表选择主轴前端直径,后端直径=0.8x80=64mm轴承内径:d/D0。7 d0.7(80+64/2)=50。4 取d=50mm对于普通车床,主轴内孔直径,故本例之中,主轴内孔直径
15、取为。前后轴承选用NN3000k系列双列圆柱滚子轴承材料:45钢。热处理:调治Hre22-28主轴悬伸量:a/D1=1。25-2。5 a=(1。252。5)D1=(1.252。5)x(80+64/2)=90180 取a=120mm4。3 齿轮齿数的确定和模数的计算4。3。1 齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数,如传动比是标准公比的整数次方时,变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从表39(机械制造装备设计)中选取。一般在主传动中,最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时,应检查滑移齿轮之
16、间的齿数关系:三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。(1)Sz100-120,中型机床Sz=70100(2)直齿圆柱齿轮Zmin1820,m4(3)齿数确定: 基本组:ib1=1/3=1/2,Sz=78,81,84,86 ib2=1/2=1/1.59,Sz=80,82,83,85,86 ib3=1/=1/126,Sz=77,79,86取Sz=86,小齿轮齿数分别为:29,33,38, ib1=Z1/Z1=29/57 ,ib2=Z2/Z2=33/53,ib3=Z3/Z3=38/48 Zmin=2918,Sz=88100-120第二扩大组:ic1=1/5=1
17、/3.18,Sz=79,80,83,84 ic2=1/=1/1.26,Sz=82,83,84取Sz=84,小齿轮齿数:20,37,ic1=Z4/Z4=20/64,ic2=Z5/Z5=37/47Zmin=2018,Sz=84100-1204。3.2 齿轮模数的计算(mj=16338 3Nd-驱动电动机功率u-大齿轮与小齿轮齿数比Z1小齿轮齿数m-齿宽系数m=B/m=6-10 取m=8nj-计算齿轮的计算转速-许用接触应力 =650mpab:ib1=z1/z1 =29/57,nj =500Mpamj=16338 3=2.26 取m1=2。5a: ia1=35/49,nj =710Mpamj=163
18、38 3=1.85 取m0=2.0c: ic1=20/64, nj =250Mpamj=16338 3=3。48 取m1=3.5(4)标准齿轮:从机械原理 表5-3查得以下公式:齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表齿轮分度圆直径的计算b: d1=m1z1=2。5x29=72。5mm d1=m1z1=2。5x57=142。5mm d2=m2z2=2.5x33=82。5mm d2=m2z2=2。5x53=132。5mm d3=m3z3=2.5x38=95mm d3=m3z3=2。5x48=120mmB=m=8x2.5=20mmh=2.25m=2.25x2。5=5。625mmc:
19、 d4=m4z4=3.5x20=70mm d4=m4z4=3。5x64=224mm d5=m5z5=3.5x37=129。5mm d5=m5z5=3。5x47=164.5mmB=m=8x3.5=28mm齿数 Z 模数m(mm) 分度圆直径d(mm)齿顶圆直径da(mm)齿根圆直径df(mm)齿宽B (mm)1轴292572577566252038259510088752033258258757625202轴57251425147513625204825120125113752053251325137512625203725129513651207520202570756375203轴47351
20、64517151557525643522423121525254.4 带轮结构设计 查机械设计P156页,当。D是轴承外径,查机械零件手册确定选用深沟球轴承6211,d=55mm,D=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100mm.齿机械设计表810确定参数得:7)大带轮结构如下图所示: 5。 动力设计5.1主轴刚度验算 5.1。1 选定前端悬伸量C,参考机械装备设计P121,根据主轴端部的结构,前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸,这里选定C=120mm. 5.1。2 主轴支承跨距L的确定 一般最佳跨距 ,考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低,应取跨距L比最佳支承跨距大一些,再考虑到结构
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