课程设计说明书参考

机械装备设计课程设计(说明书)学院机械工程学院专业机械设计制造及其自动化学生姓名华鹏学号1314410829指导教师张永亮完成日期2016年07月1目录设计题目一、结构式、结构网的确定………………………………………3二、拟定转速图……………………………………………………4三、带轮直径的确定………………………………………………4四、齿轮齿数的确定………………………………………………6五、齿轮模数的确定………………………………………………9六、传动轴直径的确定……………………………………………11七、齿根圆验算……………………………………………………12八、结构设计………………………………………………………13九、操纵机构设计…………………………………………………14十、润滑及密封……………………………………………………16参考文献2设计题目设计一台普通卧式车床主传动系统已知参数：最大加工直径：D=320mm转速范围：n=26.5-1180r/min公比：φ=1.41电动机额定功率：P=3kw3一、结构式、结构网确定由公式53.445.261180minmax1nnRnz，得z=12.04，取12z结构式63122312检查最后扩大组的变速范围886.741.11261222pxr，合乎要求。所以，可选定上述结构式方案。4二、转速图1．查标准数列表606.141.1个数值取一个数每隔5得26.5、37.5、53、75、106、150、212、300、425、600、850、11802．根据已知参数，查表Y系列三相异步电动机取Y100L2—4额定功率：3kw满载转速：1420r/min三、带轮直径的确定1．选择三角带类型根据电机转速和功率查图4-1，三角带取A型52．确定带轮的计算直径D1,D2查表A型Dmin推荐值100mm允许值80mm取100minDmm11212DnnD其中02.09.231%2110060014202Dmm对2D取圆整，2D=235mm3.确定三角带速度smnDv4.71000601420100100060114．初定中心距A02102~6.0DDA取6032351008.10Amm5．确定三角带的计算长度L0及内周长LnmmADDDDAL8.1739603)235100(260324)()(2202122100将算出的L0数值圆整到标准的计算长度L，L=1825mm查表，得LN=1800mm6．验算三角带的绕曲次数u400.418254.7110001000Lvmv次/s，其中m表示带轮个数67.确定实际中心距AmmLLAA6.64528.17391825603200当中心距需要精确计算时，可按下式计算：8)(8122DDaaA式中：mmDDLa6.2597)235100(18252)(221代入可得，A=649.4mm8.验算小带轮包角11200.1683.57180121ADD、如果1过小，应加大中心距或加张紧装置9.确定三角带根数Z10CNNZi(式中N0表示三角带在1801，特定长度、平稳工作情况下传递的功率值C1表示包角系数）49.298.068.1310CNNZi，取3根【注】大带轮直径不得小于140mm，且一般不大于300mm四、齿轮齿数的确定1、首先确定齿数和：越往后齿数和越大，最后变速组齿数和取110-120。第一变速组由于结构原因，齿数和不能太小。Z1Z2Z3Z4Z5Z6424235492856Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14464624687638239172、主轴转速系列的验算主轴转速在使用上并不要求十分精确，转速稍高或稍低并无太大影响由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过%1.4%141.110%110即%110理论理论实际nnnmin/3.118438764646424298.023510014201180实rn%1.4%36.0118011803.1184min/0.85238764646493598.02351001420850实rn%1.4%24.08508500.852min/2.59238764646562898.02351001420600实rn%1.4%3.16006002.592min/0.41838766824424298.02351001420425实rn%1.4%6.14254250.418min/6.29838766824493598.02351001420300实rn%1.4%33.03003006.298；8min/0.20938766824562898.02351001420212实rn%1.4%4.12122120.209；mimrn/7.14991234646424298.02351001420150实%1.4%2.01501507.149；mimrn/9.10691234646493598.02351001420106实%1.4%85.01061069.106；min/8.7491234646562898.0235100142075实rn%1.4%27.075758.74；min/8.5291236824424298.0235100142053实rn%1.4%38.053538.52；min/7.3791236824493598.023510014205.37实rn%1.4%53.05.375.377.37；min/4.2691236824562898.023510014205.26实rn%1.4%38.05.265.264.26；93、主传动系统图的设计五、齿轮模数的确定101.估算a)弯曲疲劳齿轮弯曲疲劳的估算：332jwnzNmZ6mmmw80.1300563323Z10mmmw39.2106683323Z14mmmw43.275913323b)齿面点素蚀估算齿面点素蚀估算：3370jnNA；212zzAmjZ6mmA71.7930033703mmmj90.1562871.792Z10mmA76.11210633703mmmj45.2682476.1122Z14mmA54.1267533703mmmj22.2912354.1262112.计算（验算）变速组a变速组b变速组cmw1.802.392.43mj1.902.452.22m22.52.5[注]模数越往后越大。最终取值：2≤m≤3.5六、传动轴直径的确定1.传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：491jnNd；其中，dNN，为该传动轴的输入功率，单位为kw，为从电动机到该传动轴之间传动件的效率的乘积，jn—该传动轴的计算转速minrⅠⅡⅢn600300106Φ111d24.128.637.1上表中计算出的是轴的最小直径，根据此值①确定轴颈②选择对应花键参数ⅠⅡⅢ轴直径d303040花键（bdDZ）10353061035306124540612七、齿根圆验算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴上齿轮使用花键轴向定位ⅠⅡⅢ齿根圆mzmd5.21Z55125.2282Z975.535.25.2245.2Z1325.515.25.2235.221DdmDd2821合格mDd2375.921合格mDd2125.321不合格将Ⅲ与Ⅳ啮合的齿轮模数增大为3则Z13齿根圆5.6135.22335.21mzmdmDd225.82455.6121合格Ⅳ轴上齿轮使用平键轴向定位Ⅳ轴直径d65t14.4齿根圆mzmd5.21Z125.10635.2383)2(211tdd2m25.61)2(211tdd合格13八、结构设计1、І轴结构采用了卸荷带轮结构：带轮装在轴承上，轴承装在法兰盘上，套筒用螺钉固定在箱壁上，皮带轮传给轴的只是转矩，径向拉力由套筒传递给箱体。2、齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用了花键联结。从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。3、传动轴轴承的选择轴Ⅰ：深沟球轴承——主要承受径向载荷，也可以承受少量的双向轴向载荷，摩擦阻力小，极限转速高，结构简单价格便宜。轴Ⅱ：圆锥滚子轴承——能承受较大的径向载荷和轴向载荷。轴Ⅲ：圆锥滚子轴承——能承受较大的径向载荷和轴向载荷。4、主轴组件本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向前端定位的两支承主轴主件。前轴承采用了双列圆柱滚子轴承，后支承采用了双列圆柱滚子轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。前轴承为4级精度，后轴承为5级精度。14九、操纵机构设计1、操纵机构结构设计由于a£0.3h,其中mmh18，所以mma4.5取mma5。对展开图结构测量得L=88mm，则mmhLH6.89188.4888.422取mmH90对摆杆的摆角进行设计验算，得0.619085cosarc2()符合要求。152、单边拨动不自锁验算F=Gf1-3ABf式中B－滑移齿轮长度，一般取B³d;d－轴径；f－静摩擦系数，一般取f＝0.3左右；A－滑移齿轮中心到拨叉波动部位的径向距离。代入f值后，可知，当AB³1时会发生自锁，因此A满足下列条件AB1即AB∵A=30,B=85所以满足不自锁条件16十、润滑及密封主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，大齿轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。主轴密封采用密封圈的结构和形式参考文献［1］机床课程设计指导上海理工大学［2］机械设计课程设计陈秀宁浙江大学出版社2012年［3］机械结构设计方键化学工业出版社2012年