资源描述
目录、 参数的拟定、 运动的设计、 传动件的估算和验算、 展开图的设计、 总结一、参数拟定、确定公比已知12级（采用集中传动）nmax =1800 nmin=40Rn =z-1所以算得1.412、确定电机功率N 根据320和400车床设计的有关参数，用插补法：已知最大回转直径为360。切深ap(t)为3.75mm,进给量 f (s)为0.375mm/r,切削速度v为95m/min。计算： 主（垂直）切削力：FZ=1900ap f0.75 N =1900 X 3.75 X 0.3750.75 N 3414.4 N 切削功率: N切= FZV/61200 KW = 5.3 KW 估算主电机功率: N= N切/总 = N切/0.8 KW =5.3/0.8 KW =6.6 KW因为N值必须按我国生产的电机在Y系列的额定功率选取,所以选7.5 KW。二、运动的设计1、列出结构式12=23 31 26因为：在I轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。由于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。2、绘出结构网3、拟定转速图 1）主电机的选定 电动机功率N：7.5 KW 电机转速nd: 因为nmax =1800r/min ，根据N=7.5 KW，由于要使电机转速nd与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：Y132m-4，电机转速1440r/min。 2）定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在-轴间增加一对降速传动齿轮。 3）分配降速比 12级降速为：40 56 80 12 112 160 224 315 450 630 900 1250 1800 （r/min） 决定-间的最小降速传动比： 由于齿轮极限传动比限制imax=1/4，为了提高主轴的平稳性，取最后一个变速组的降速传动比为1/4，按公比=1.41，查表可知：1.414=4。决定其余变速组的最小传动比，根据降速前慢后快的原则，-轴间变速组取U=1/43-轴间取U=1/43 画出转速图 12=233126结构大体示意图: 4、计算各传动副的传动比 见下述步骤5、计算齿轮齿数 见下述步骤6、带轮直径和齿轮齿数的确定 1）选择三角带型号 根据电机转速1440 r/min和功率n=7.5 查图可确定三角带型号为B型。7、确定带轮的最小直径Dmin 查表得Dmin=1408、计算大带轮直径D大根据要求的传动比和滑动率确定D大D小 140 219.522209、确定齿轮齿数 1）第一变速组内有两对齿轮，其传动比为 U1=1.41 U2=初步定出最小齿轮齿数Zmin和Smin： 根据结构条件，由表得Zmin=2.24,在u=2一行中找到Zmin=22时，同时满足两个传动比的要求，确定=72=72-24=48Z1=30 =72-30=40 2)第二变速组有三对传动副确定最小齿轮的齿数Zmin和Smin Smin=80 3)第三变速组有两对齿轮 3.154.1% 合格 1.7%4.1% 合格3.2%4.1% 合格1.4%4.1% 合格1.7%4.1% 合格2%4.1% 合格0.4%4.1% 合格0.6%4.1% 合格0.02%4.1% 合格1.17%4.1% 合格1.34%4.1% 合格齿数3042244833472754215935692183摸数3分度圆直径901267214499141811626317710520763249齿根高()m=1.253=3.75齿顶高m=13=3齿高6.75齿顶圆直径9613278150105147871686918311121369255齿根圆直径82.5118.564.5136.591.5133.573.5154.555.5169.597.599.555.5241.5中心距108120156齿宽2411片式摩擦离合器的选择和计算1）外摩擦片的内径d 因为II轴直径为23.4mmd=23.4+4=27.4mm=2)摩擦片的尺寸3）摩擦面对Z查表得Z=17静扭距取d=30mm D=98mm =90mmB=30mm b=10mm三传动件的估算和验算1三角带传动的计算1）选择三角带的型号根据计算功率小带轮的转速1441r/min选择带的型号为B型2）确定带轮的计算直径由前面计算结果得=140mm=220mm3)确定三角带速度V4）初定中心距取=500mm5)确定三角带的计算长度及内周长L=1633mm=1600mm6)验算三角带的扰曲次数u7)确定实际中心距A8）验算小带轮的包角9）确定三角带根数Z取Z=32齿轮模数的估算和计算1）各轴计算转速2）各齿轮计算转速9001250900450450315450224450160160315450112r/min3)估算第三变速组，按齿轮弯曲疲劳的估算按齿面点蚀的估算4）计算（验算）根据接触疲劳齿轮模数根据弯曲疲劳计算齿轮模数3、传动轴的估算和验算 1）传动轴直径的估算 mmV轴：IV轴：III轴II轴： 2）传动轴强度的验算选第II轴进行验算四 展开图设计1 反向机构利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮，将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性较好，有利于降低噪音。2输入轴1） 带轮装在轴端。2） 卸荷装置将带轮装在轴承上，轴承装在套筒上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。本设计采用将带轮支在轴承外圈上，扭矩从端头传入。3） 空套齿轮结构2 齿轮块设计1） 选用7级精度2） 采用焊接连接，工艺简单，连接后齿轮能 达到一定的定心精度。4冲动轴设计1） I轴：深沟球轴承II轴：深沟球轴承III轴：深沟球轴承，圆锥滚子轴承IV轴：双列圆柱滚子轴承，圆锥滚子轴承2）采用轴肩，轴承盖等定位5主轴组件的设计1）内孔直径43mm2）轴颈直径47.3mm3）前锥孔采用莫氏锥孔，选莫氏锥度号为6号。4）支承跨距L和外伸长度a L/a=35)头部尺寸：选B型5号6）轴承的配置双列矩圆柱滚子轴承：种轴承承载能力大，内孔有1/12锥度，摩擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用。圆锥滚子轴承：载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一点。配置轴承时，应注意：每个支承点都要能承受径向力，两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都有机床支承承受，主轴采用两个支承，机构简单，制造方便。主轴刚度的验算：五 总 结 这次课程设计用了三个星期，回想起来，花在画图的时间不多，主要还是在设计计算上。能过本次课程设计，我不但巩固了旧的知识，如：机械设、金属切削机床等。利用绘图软件绘图，而且学到了怎样设计变速箱，如何设计每一个细节。 课程设计是一次知识综合的考验，要考虑的问题很多，一个人的能力三周时间是不够的，我们通过讨论更加深一层俯了设计的过程。而且老师的指导也是不可或缺的。
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