装备设计课程设计说明书2013. 12题 目：车床主轴变速箱设计 学生姓名： 学院：工学院 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级： 指导教师：某卧式车床主轴最低转速Nmin=40r/min,转速级数Z=10,公比ψ=1.41，电动机的转速N电=1450r/min,N=5.5(kw)1 运动设计一．确定极限转速主轴极限转速Nmax=900r/min Nmin=40r/min二．确定公比ψ=1.41三．主轴转速级数Z=10四．确定结构网或结构式结构式：10=3（1）*2（3）*2（4）-2五．绘制转速图（一）选择电动机一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有高效率，性能高，噪声低，振动小等优点，故选择Y系列的电动机。

查手册P30由于N=5.5kw, N 电=1450r/min故选择 Y132S-4型号的电动机（二）公配总降速传动比U Ⅱ=3222412.11*412.11*412.11*412.1114505.37min ==nd n （三）确定传动轴的轴数传动轴数=变速组数+定比传动副数+1（四）绘制转速图六．转速计算（1）主轴的转速计算Nj=minψz/3-1=40*1.41 10/3-1=89.17r/minn4=112r/min(2)各传动轴的计算转速各变速组内一般只计算组内最小的，也就是强度最薄弱的齿轮，故也只需要确定最小齿轮的计算转速n3=[40,112]max=112r/minn2=[315,224]max=315r/minn1=630r/min2传动零件的初步计算一． 传动轴直径的确定根据公式[]4**19ϕnj pd =（1）1轴的直径 取η1=0.96，n1j=630r/min代入公式算得d1=31mm（2）2的直径 取η2=0.96，n2j=315r/min代入公式算得d2=33.01mm（3）2的直径 取η3=0.96，n3j=112r/min代入公式算得d3=416.60mm其中N-电动机额定功率（kw ）η-从电动机到该传动轴之间传动件的传动效乘积nj-该传动轴的计算转速[]ϕ-传动轴允许转角二．主轴颈直径的确定对通用机床的主轴尺寸参数，多由结构上的需要而定，故主轴直径D1尺寸查表得D1=70~105，初选D1=70mmD2=(0.7~0.85)D1=49~59.5mm 取D2=55mm三．齿轮模数的初步计算δμmj=163388j n u mz 221][1)Nd(u δΦ±mm式中mj-按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）Nd-驱动电动机功率(kw)Nj-计算齿轮的计算转速u-大齿轮齿数/小齿轮齿数u>=1 外齿取“+”内齿取“-”z1-小齿齿数mΦ-齿宽系数[δ-许用接触应力（MPa）](1)齿轮计算转速确定只需计算变速组内最小的也是强度最弱的齿轮即可a变速组内最小齿轮数是z=24 只有一个转速630r/minb变速组内最小齿轮数是z=24 有630r/min,450r/min,315r/min,112r/min是3轴的计算转速，所3轴的计算转速为315r/min。

（2）变速组a: 带入公式得ma=1.94mm取ma=2mm变速组b: 带入公式得mb=2.36mm取mb=2.5mm变速组c: 带入公式得mc=2.57mm取mc=3mm5. V 带及V 带轮的设计计算V 带的选择1. 确定计算功率Pca Pca=KaP 见«机械设计»P151P-传递的额定功率，4.5KWKa-工作情况系数，查表«机械设计»P151 取 工作时间10~16 软启动 所以Ka=1.2Pca=1.2*4KW=4.8KW2.选择带型由于小带轮转速为1450r/min 查表«机械设计»P152确定带型为A 型3.确定带轮的基准直径d1,d21)初选小带轮的基准直径d1，根V 带截型，参考表8-3«机械设计»P145 及表8-7«机械设计»P153选取d1≥dmin 为了提高V 带的寿命，宜选取较大的直径。

取d1=100.52)验算带的速度v 根据 V1=1000*6011n d π V2=1000*6022n d πV1=7.6合格3）计算从动轮的基准直径d2 d2=i*d1=1440*100.5/800=180.9 查表8-7«机械设计»P153 圆整d2=185.54确定中心距a 和带的基准长度Ld初定 0.7（d1+d2）<a0<2(d1+d2)200.2<a0<572 取a0=400Ld=2a0+04)21(2)12(2a d d d d -++π=1253.5表8-2«机械设计»P142 取Ld=1250 a = 400+25.12531250-=398.25 公式见«机械设计»P1545验算主动轮上的包角1α1α=1800-5.570*12a d d -=1680≥12006确定V 带根数Z Z=KaKl P P Pca)00(+Ka-包角系数，查表8-8«机械设计»P154 Ka=0.98Kl-长度系数，查表8-2«机械设计»P142 Kl=0.93P0-单V 带的基本额定功率查表8-5a 或8-5c«机械设计»P148 P0=1.320P ∆-功率增量查表8-5b 或8-5d«机械设计»P149 0P ∆=0.17 得到Z=2.8 取Z=3V 带轮的选择带轮材料HT200 采用腹板式带轮各部分的尺寸见«机械设计»P1576.传动件设计计算Ⅰ轴及其轴上个传动件的设计选择查表«简明设计手册»P454 选角接触球轴承7205C 各尺寸见表格，装配图d=25(轴径) da=31（轴肩）b=15(宽) 单位均为mm 查«机械装备设计»P64 以及«简明设计手册»P376 确定三联滑移齿轮的结构形式取B=8M=30 齿间距取60mm各齿轮分度圆直径D30=112.5 D36=135 D24=90三联滑移齿轮使用导向键连接查表«简明设计手册»P444b*h*l=16*10*320确定轴长轴径1.安装V带轮d1=30 L1=65 2.安装轴承L2=15 d2=303.即做轴肩又做与滑移齿轮配合的轴，考虑减少加工工序故取d3=31 L3=12B=4204.该段同2段L总=又该轴左端需布置V带轮V带及V带轮的参数已确定Ⅱ轴及其轴上个传动件的设计选择轴承选角接触球轴承7206C 查表«简明设计手册»P454d*D*B*D1=30*60*16*36*查«机械装备设计»P64 以及«简明设计手册»P376 确定三联滑移齿轮和双联滑移齿轮的结构形式三联滑移齿轮分度圆直径d42=157.5 齿厚选6M=22.5d48=180 齿厚选8M=30d36=135 齿厚选6M=22.5齿间距选7.5mm选用花键连接N*d*D*B=8*32*36*6 «简明设计手册»P446双联滑移齿轮分度圆直径d44=165 齿厚选8M=30D23=86.25 齿厚选8M=30齿间距选5mm选用平键连接b*h*l=10*8*63 «简明设计手册»P443定位衬套：查«简明设计手册»P442 选择d*D*D1*h*H=30*42*46*5*45轴的长度轴径计算设计1.安装轴承和定位衬套L1=16+45=41 d1=302.安装双联滑移齿轮L2=30+5+30=65 d2=363.此处为轴肩分隔双联滑移齿轮和三联滑移齿轮，避免齿轮发生干涉现象，取L3=80 d3=404.此处安装三联滑移齿轮，L4=205 并用缩紧挡圈定位，d4=365.安装轴承，L5=16 d5=30所以L总=427Ⅲ轴及其轴上个传动件的设计选择轴承选用角接触球轴承查表«简明设计手册»P4547208C d*D*B*D1=40*80*18*47查«机械装备设计»P64 以及«简明设计手册»P376 确定双联滑移齿轮的结构形式第一组双联滑移齿轮，d44=165 d65=243.75 齿厚为30 齿间距为65 第二组双联滑移齿轮，d66=247.5 d20=75 齿厚为30 齿间距为65 使用导向键连接，查表«简明设计手册»P444选择b*h*L=16*10*100轴的长度，轴径的设计计算：1.安装轴承L1=20,d1=402.安装双联滑移齿轮，并作轴肩固定轴承，且考虑避免齿轮干涉，取L2=190 d2=473.轴肩分隔两滑移齿轮，L3=25 d3=534.安装双联滑移齿轮，并作轴肩固定轴承，且考虑避免齿轮干涉，取d4=475.d5=32 L4+L5=2056.安装轴承，L5=20 d5=40Ⅳ轴及其轴上个传动件的设计选择轴承选用角接触球轴承查表«简明设计手册»P4547210C d*D*B*D1=50*90*20*57查«机械装备设计»P64 以及«简明设计手册»P376 确定双联滑移齿轮的结构形式分度圆直径：d79=296.25 d33=123.75 齿厚选30mm 齿间距选5mm定位衬套：查«简明设计手册»P442 选择d*H*D*D1*h=55*56*70*74*6平键固定查表«简明设计手册»P443 取b*h*l=160*10*63轴的长度轴径的设计计算：1.安装轴承，L1=20 d1=502.做轴肩固定齿轮，且为了安装方便取L2=269 d2=653.安装双联滑移齿轮和轴套取L3=121 d3=554.安装轴承，L4=20 d4=50四．主轴及其上边个传动件的较核验算轴的弯曲刚度校核主要公式步骤见«简明设计手册»P354~357YQ=)(32CLEIFQ C+YC=EIL aL Fabc6)(+当量直径Dv=414∑=Zi diLiL=3.5920121269204304444450556550=+++Fc=2.308485.35*3.594*85.0*10000*1910**10000*1910==NjDP主T=9.9146475.354*85.0*95500009550000==NPFQ=2.30848 2=dT取工件长度为200查表P356带入数据得到YQ=0.041 Yc=0.025当YQ与Yc同向且在同一平面内时Y总有最大值所以Y总=0.041+0.025=0.066查表P352 7-24得到[Y]=0.086≥0.066 合格轴的扭转刚度验算公式见«机械设计»P365GIp T104*73.5=ψG=8.1*10000Mpa~轴的材料剪切弹性模量Ip-轴的截面极惯性矩，对于圆轴Ip=324d πIp=1212285带入公式得到ψ=0.00053见«简明设计手册»P352 表7-24得到[ψ]=0.001≥0.00053合格齿轮的刚度验算1． 按齿根弯曲强度设计 各公式表格见«机械设计»由式(10—17)mn ≥[]3212·cos 2F Sa Fa d Y Y z KTY ζεφβαβ1） 确定计算参数（1）计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.08×1.4×1.14=2.15（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。