中型普通车床主轴变速箱设计——毕业设计(编辑修改稿)

中型普通车床主轴变速箱设计——毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

已知参数和条件可绘制出如下的 传动系统简图。 如图 2 所示 7 图 2 传动系统简图 8 第四章 动力设计 1 确定各轴的转速 根据《机械设计手册》查得 标准公比和标准转速数列的经验公式有 13minnn Z 第三轴的转速为 3 13813m i n3  Z r/min 第二轴的转速为 min/r207n 2  第一轴的转速为 min/r1258n1  2 带传动设计 电动机转速为 1440r/min，传递功率为 4KW，传动比为  = (1)确定计算功率 由《机械设计基础》表 117 查得 AK =，则 KWPKP A  (2)选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算 功率，查《机械设计》图 8— 11 选 B 型带。 (3)确定带轮直接和验算带速 由以上已得小带轮直径 140dmin  ㎜， ]25,5[/ nd 11   sV  ，所以选取带合格。 (4)确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 0a ，则 ）（）（ 21021  9 0  初选中心距为 450 带长02122100 a4 dddd2a2 ）（）（  L 4 5 04 903 7 5 02 20 L L ㎜ 查《机械设计》表 8— 2 选取相近的基准长度 dL ，则 dL =1400 ㎜ . 所以带传动的实际中心距 0 72aa 0d0  LL㎜ (5)验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 0120 包角 ooo12o1 dd180 所以合适 (6)确定带的根数 Lca KKPP PZ ）（ 00  查《机械设计基础》表 114 其中 oP 1i 时传递功率的增量 查表 115 得 K = 按小轮包角  ，查表 116 得包角系数 LK = 长度系数 为避免 V 带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10  ）（Z 所以选取 V 带的根数为 2 根。 (7)计算带的张紧力 2c0  ）（ K KVZPF a 其中 caP 带的传动功率 V带速 m/s M每米带的质量 kg/m查表 111 取 m= 10 V=NF 8 0 0 20  ）（ (8)计算作用在轴上的压轴力 NFZF Q in2 10  3 齿轮参数设计和强度校核 选择齿轮材料及确定强度设计计算 (1)由于没有特殊要求的传动设计，由《机械设计基础》表 16— 4 选取，小齿轮选 45 号钢调制，齿面硬度为 240HBS，大齿轮选 45 号钢正火，齿面硬度为200HBS。 由于齿面硬度小于 350HBS，又是闭式传动，故按齿面接触强度设计，按齿根弯曲强度校核。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 许用接触应力 根据表 123 得极限应力 a5891lim MPH  a5542lim MPH  查表 16— 7 选取 HS 故 M P aS HHH 5 3 8 9][ 1lim1   M P aS HHH 5 54][ 2lim2   计算齿轮参数 (1)计算小齿轮的分圆直径 因载荷有冲击，取载荷系数 K=（表 16— 5），车床变速箱中，齿轮相对轴承对称分布， 齿宽系数查表 163 可得 ],[d ，选取齿宽系数为  11 第一根轴的转矩为 ) 2 5 46161 mmNPT  （ 去应力的较小值代入设计 8 5 0 )(][ )1( 3 243 2d11   uuKTH㎜ 确定几何尺寸 齿数取 1Z =24 11  Z 按表《机械设计基础》 16— 2 取 m= 根据公式 mzd 计算分度圆直径。 (2)第一对齿轮：则分度圆直径 1d = 24=60 ㎜ 2  ㎜ 中心距 150dd21a211  ）（㎜ 齿宽 1d  ㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽 20mm，小轮齿宽 25mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 (3)第二对齿轮：分度圆直径 1d = 34=85mm 2  中心距 150dd21a211  ）（㎜ 齿宽 1d   ㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽 25mm，小轮齿宽 30mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 (4)第三对齿轮：分度圆直径 1  ㎜ 2  ㎜ 中心距 150dd21a211  ）（㎜ 齿宽 341 1 1d   ㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽 35mm，小轮齿宽 40mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 12 (5)第四对齿轮：分度圆直径 1  ㎜ 2  ㎜ 中心距 150dd21a 211  ）（㎜ 齿宽 451 5 1d   ㎜ 经圆整后 取大齿轮齿宽 45mm，小轮齿宽 45mm。 (6)确定第二、三轴传递的齿轮参数 第二轴上的传动转矩为 ）（ 0 5662  NPT 粗略的估算齿轮的分度圆直径 ][ 1u( 3 2 53 21d12   uKTH）㎜ 计算模数，  按表《机械设计基础》 16— 2 取 m=3 (7)第一对齿轮分度圆直径 63213d1  ㎜ 234783d 2  ㎜ 中心距 4 8dd21a212  ）（㎜ 齿宽 1d  ㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽 20mm，小轮齿宽 25mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 (8)第二对齿轮分度圆 直径 114383d1  ㎜ 183613d 2  ㎜ 中心距 4 8dd21a212  ）（㎜ 齿宽 1d   ㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽 35mm，小轮齿宽 40mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 齿轮强度校核 (1)校核第一、二轴上啮合的齿轮 的强度 13 根据表 123 得极限应力 a4431lim MPF  a3002lim MPF  查表 167 得安全系数 FS 许用齿根应力 M P aS FFF 3 1 4 3][ 1lim1   M P aS FFF 2 1 0 0][ 2lim2   由上可知： )1 2 5 46161 mmNPT  （ 验算齿根弯曲应力 查表齿形系数 FYY SSYY 1121 11 2 SaFaF YYmbZKT 。