MB106A进给系统有级变速装置设计【说明书+CAD】
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附录THEFILETRANSMISSIONGEARSELECTIONOFTHEBASICPARAMETERS1,REASONABLECHOICEOFMODULEMODULUSISANIMPORTANTGEARBASICPARAMETERS,THEGREATERTHEMODULUS,THEGREATERTHETOOTHTHICKNESS,THEBENDINGSTRENGTHOFGEARISALSOGREATER,ANDITSGREATERCARRYINGCAPACITYINSTEADMODULUSSMALLERTOOTHTHICKNESSWILLBETHINNER,THEBENDINGSTRENGTHOFGEARWILLBESMALLERTHELOWPROFILEOFTHEGEAR,DUETOTHELOWROTATIONALSPEED,TORQUE,ANDGEAROFTHERELATIVELYLARGEBENDINGSTRESS,SONEEDTOCHOOSEALARGERMODULEINORDERTOENSUREITSSTRENGTHANDHIGHSPEEDFILEGEAR,DUETOTHEHIGHSPEED,TORQUESMALLGEARBENDINGSTRESSISRELATIVELYSMALL,SOTOENSURETHATTHEBENDINGSTRENGTHOFGEARUNDERTHEPREMISEOFTHEGENERALSELECTIONOFTHESMALLERMODULE,SOTHATGEARTEETHCANBEINCREASEDINORDERTOOBTAINLARGERDEGREEOFOVERLAP,SOASTOACHIEVETHEPURPOSEOFREDUCINGNOISEINAMODERNGEARBOXDESIGN,THEFILESELECTIONMODULEGEARISDIFFERENTFOREXAMPLE,ATRANSMISSIONGEAROFAFILETOTHEFIVEGEARGEARMODULEARE353275252TOCHANGEOVERTHEPASTMODULUSORMODULUSOFTHESAMECANNOTBETHESITUATIONOFLATINAMERICA2,AREASONABLESELECTIONOFPRESSUREANGLEWHENAGEARMODULEANDSETTHENUMBEROFTEETH,THEGEARDIAMETERISDETERMINED,ANDTHEGEARTOOTHINVOLUTEBASECIRCLEDEPENDSONTHESIZE,THESIZEOFTHEBASECIRCLEANDUNDERPRESSUREANGLEFORTHESAMEPITCHCIRCLEOFGEAR,IFITSPITCHCIRCLEADIFFERENTPRESSUREANGLE,BASECIRCLEISDIFFERENTWHENTHEGREATERTHEPRESSUREANGLE,THEBASECIRCLEDIAMETEROFTHESMALLER,MORECURVEDINVOLUTE,TOOTHROOTOFTHETOOTHWILLTHICKEN,INCREASETHETOOTHSURFACERADIUSOFCURVATURE,WHICHCANINCREASETHETOOTHBENDINGSTRENGTHANDCONTACTSTRENGTHWHENREDUCINGTHEPRESSUREANGLE,THEBASEWILLBECOMELARGERDIAMETER,INVOLUTETOOTHPROFILEWILLCHANGESOMEOFTHESTRAIGHT,THINNINGOFTHETOOTHROOT,TOOTHSMALLERRADIUSOFCURVATURE,MAKINGTHETOOTHBENDINGSTRENGTHANDCONTACTINTENSITYWILLDECREASE,BUTDECREASEWITHTHEPRESSUREANGLE,TOINCREASETHECONTACTRATIOGEARS,REDUCINGTHESTIFFNESSOFTHETOOTH,ANDCANREDUCETHEENTRYANDEXITLOADATTHETIMEOFENGAGEMENT,ALLOFWHICHAREBENEFICIALTOREDUCENOISETHEREFORE,LOWPROFILEGEAR,OFTENLARGERPRESSUREANGLEINORDERTOMEETTHESTRENGTHREQUIREMENTSANDREGULARUSEOFHIGHSPEEDFILESMALLERGEARPRESSUREANGLEINORDERTOMEETTHEREQUIREMENTSOFITSLOWERNOISEFOREXAMPLEAGEARMODULE3,THENUMBEROFTEETHOF30,WHENTHEPRESSUREANGLEOF175DEGREESFORTHECIRCULARTOOTHTHICKNESSOFTHEBASETO5341WHENTHEPRESSUREANGLEOF25DEGREES,THETOOTHTHICKNESSOFTHEBASECIRCLETO6716ITSBASECIRCLETOINCREASETHETOOTHTHICKNESS25,SOINCREASETHEPRESSUREANGLETOINCREASETHEIRFLEXURALSTRENGTH3,AREASONABLESELECTIONOFHELIXANGLECOMPAREDWITHTHESTRAIGHTGEAR,HELICALGEARDRIVEWITHASMOOTH,COINCIDENCEDEGREE,THEIMPACTISSMALLANDTHEADVANTAGESOFSMALLNOISEASARESULTOFTHEPRESENTWITHSYNCHRONOUSTRANSMISSION,ANDTRANSMISSIONWILLNOLONGERBEADIRECTMOBILEGEARMESHINGWITHANOTHERGEAR,BUTWITHALLTHEGEARSAREMESHING,SOTHATLLBRINGCONVENIENCETOTHEUSEOFHELICALGEAR,SOTOBRINGTHEGEARBOXSYNCHRONIZERMOSTOFTHEUSEOFHELICALGEARHELICALGEARASARESULTOFTHECHARACTERISTICSOFTHEENTIRETOOTHWIDTHDECISIONNOTTOENTERTHEMESHATTHESAMETIMEALLBUTONEENDOFFIRSTGEARINTOTHEMESH,WITHTHEDRIVEGEARALONGTHETOOTHWIDTHDIRECTIONMESHGRADUALLYUNTILALLTHETEETHHAVEWIDEACCESSTOMESH,SOTHEACTUALMESHINGHELICALGEARSPURTHEREGIONTHANTHELARGEWHENTHETOOTHWHENACERTAINWIDTH,THECONTACTRATIOOFHELICALGEARWITHHELIXANGLEINCREASESCARRYINGCAPACITYISALSOSTRONGER,HAVEBETTERSTABILITYINTHEORY,THEBETTERHELIXANGLE,BUTTHEHELIXANGLEINCREASES,THEAXIALFORCEWILLALSOINCREASE,SOTHATREDUCESTHETRANSMISSIONEFFICIENCYINTHEMODERNDESIGNOFTHEGEARBOX,INORDERTOENSURESMOOTHGEARDRIVE,LOWNOISEANDLESSIMPACT,ALLFILESFORGEARSHOULDCHOOSEALARGERHELIXANGLE,GENERALLYABOUT30HIGHSPEEDGEARASARESULTOFTHEHIGHERSPEED,FORASMOOTH,LOWIMPACT,LOWNOISE,SOTHEUSEOFSMALLMODULUS,LARGEHELICALANGLEANDLOWPROFILEGEARMODULEUSINGTHELARGER,SMALLERHELIXANGLE4,THEPERSPECTIVEOFAREASONABLEMODIFICATIONISSELECTEDWITHGOODCONDITIONSFORTHELUBRICATIONOFTHEHARDENEDGEARISGENERALLYBELIEVEDTHATTHEMAINDANGERISINTHECYCLEUNDERALTERNATINGSTRESS,THEFATIGUECRACKDEDENDUMGRADUALEXPANSIONOFTHETOOTHROOTFRACTURECAUSEDBYTHEFAILUREFAILUREINTHEGEARTRANSMISSIONISAPARTOFTHISINORDERTOAVOIDABROKENTOOTH,SHOULDBETOMAXIMIZETHETOOTHROOTBENDINGSTRENGTH,ANDTHEUSEISCHANGED,ANDCANACHIEVETHISOBJECTIVEUNDERNORMALCIRCUMSTANCES,THEGREATERTHECOEFFICIENT,THESMALLERVALUESTOOTH,TOOTHBENDINGSTRESSONTHESMALLER,THEHIGHERTHEBENDINGSTRENGTHOFTEETHINTHEHARDENEDGEAR,THETOOTHSURFACEPITTINGFAILUREISONEOFTHEREASONSOFFINCREASEDENGAGEMENTANGLE,CANREDUCETHEINTERTOOTHCONTACTSTRESSANDMAXIMUMSLIPRATES,CANGREATLYINCREASETHEABILITYOFANTIPITTINGANDINCREASEDENGAGEMENTANGLE,ITMUSTHAVEAGEARSHIFTISINTRODUCED,THEREBYENHANCINGCONTACTSTRENGTHOFTOOTHSURFACECANIMPROVETHEFLEXURALSTRENGTHOFTOOTHROOTS,SOASTOENHANCETHEEFFECTOFTHECARRYINGCAPACITYOFGEARSHOWEVER,FORHELICALGEARDRIVE,VARIABLECOEFFICIENTISTOOLARGE,ANDWILLTOTALTOOTHLENGTHOFTHECONTACTLINE,BUTTOREDUCEITSCARRYINGCAPACITYATTHESAMETIME,THEGREATERTHECOEFFICIENT,ASARESULTOFTOOTHTOTIPINCREASES,THETHICKNESSOFTHETIPWILLBESMALLER,WHICHWILLAFFECTTHESTRENGTHOFTHETOPTEETHTHEREFORE,INTHEDESIGNOFAMODERNGEARBOX,THEMAJORITYOFALLREASONABLEUSEOFGEARSHIFTISTHEANGLEINORDERTOMAXIMIZEITSADVANTAGESMAINLYINTHEFOLLOWINGDESIGNCRITERIALOWPROFILEFORTHEGEARPAIR,THEDRIVINGGEAROFTHECOEFFICIENTSHOULDBELARGERTHANTHEPASSIVEGEARSHIFTCOEFFICIENT,ANDPAIROFHIGHSPEEDPROFILE,THEDRIVINGGEAROFTHECOEFFICIENTSHOULDBELESSTHANPASSIVECOEFFICIENTGEARGEARWITHTHEMODIFICATIONCOEFFICIENTINCREASEDGRADUALLYSTALLSXIAJIANGTHISISBECAUSELOWGRADEZONESASARESULTOFLOWROTATIONALSPEED,TORQUE,ANDGEARFORHIGHINTENSITY,SOTHENEEDTOUSEMOREOFTHEMODIFICATIONCOEFFICIENTDATHETOTALOFTHEGEARPROFILESHIFTCOEFFICIENTISPOSITIVEOFTHEANGLESHIFTASAMENDED,ANDINCREASEDWITHTHESTALLSANDGRADUALLYDECREASEDTHESMALLERTHETOTALCOEFFICIENT,APAIROFPAIROFTOOTHROOTOFTHETHICKNESSOFTHETOTALWILLBETHIN,TOOTHROOTBECOMESWEAK,THELOWERTHEBENDINGSTRENGTH,BUTDECREASEDASARESULTOFTHESTIFFNESSOFTHETOOTH,EASYTOABSORBSHOCKANDVIBRATION,SOCANREDUCETHENOISEANDTOOTHCONTACTRATIOWILLINCREASE,WHICHBEARASINGLETOOTHATTHETIMEOFMAXIMUMLOADDEDENDUMRECENTFOCUSDISTANCE,THEREDUCEDBENDINGMOMENT,WHICHISEQUIVALENTTOINCREASETHESTRENGTHOFTHETOOTHROOT,WHICHASARESULTOFTHINNINGANDWEAKENEDTOOTHROOTSTRENGTHOFFSETFACTORTHEREFORE,THEGREATERTHEOVERALLCOEFFICIENT,THEHIGHERTHESTRENGTHOFTHETOOTHROOT,BUTTHENOISEMAYINCREASETHUSHIGHSPEEDGEARTOCHOOSEASMALLERFILEOFTHETOTALCOEFFICIENT,ANDLOWPROFILEGEARMUSTBECHOSENLARGERCOEFFICIENT5,TOIMPROVETIPHIGHCOEFFICIENTTOPGEARINTHETRANSMISSIONOFHIGHQUALITYFACTOR,THEIMPACTOFFOCUSINGONADAPTATION,INTHEMAINIMPACTOFHELICALGEARCONTACTRATIOFACECOINCIDENCEDEGREEBYTHEENDOFTHEFORMULA,WECANSEETHATWHENTHENUMBEROFTEETHANDMESHINGCERTAINANGLE,THETOOTHTIPISAFFECTEDBYTOOTHPRESSUREANGLECOEFFICIENTOFTHETOPHIGHIMPACTFACTORTHEGREATERTHEHIGHTIP,ROUNDTIPTHEGREATERTHEPRESSUREANGLE,CONTACTRATIOISTHEGREATERANDORESTABLEDRIVEHOWEVER,THEHIGHCOEFFICIENTTHEGREATERTHETIP,THETHICKNESSOFTHETOPTETHWILLBECOMETHIN,THUSAFFECTINGTHESTRENGTHTIPATTHESAMETIME,ATLEASTNOTFROMTHETOOTHROOTFORMULA,THEHIGHCOEFFICIENTTHEGREATERTHETIP,ATLEASTNOTTHEROOTWILLINCREASETHENUMBEROFGEAR,OTHERWISE,THEYWOULDHAVEAROOTCUTTINGASARESULT,GUARANTEESOFNONROOTTIPCUTANDSUFFICIENTSTRENGTH,INCREASEDTOOTHTOPHIGHCOEFFICIENTOFCOINCIDENCEDEGREEFORTHEINCREASEISSIGNIFICANTTOPGEARINTHETRANSMISSIONOFHIGHQUALITYFACTOR,THEIMPACTOFFOCUSINGONADAPTATION,INTHEMAINIMPACTOFHELICALGEARCONTACTRATIOFACECOINCIDENCEDEGREEBYTHEENDOFTHEFORMULA,WECANSEETHATWHENTHENUMBEROFTEETHANDMESHINGCERTAINANGLE,THETOOTHTIPISAFFECTEDBYTOOTHPRESSUREANGLECOEFFICIENTOFTHETOPHIGHIMPACTFACTORTHEGREATERTHEHIGHTIP,ROUNDTIPTHEGREATERTHEPRESSUREANGLE,CONTACTRATIOISTHEGREATERANDMORESTABLEDRIVEHOWEVER,THEHIGHCOEFFICIENTTHEGREATERTHETIP,THETHICKNESSOFTHETOPTEETHWILLBECOMETHIN,THUSAFFECTINGTHESTRENGTHTIPATTHESAMETIME,ATLEASTNOTFROMTHETOOTHROOTFORMULA,THEHIGHCOEFFICIENTTHEGREATERTHETIP,ATLEASTNOTTHEROOTWILLINCREASETHENUMBEROFGEAR,OTHERWISE,THEYWOULDHAVEAROOTCUTTINGASARESULT,GUARANTEESOFNONROOTTIPCUTANDSUFFICIENTSTRENGTH,INCREASEDTOOTHTOPHIGHCOEFFICIENTOFCOINCIDENCEDEGREEFORTHEINCREASEISSIGNIFICANTTHEABOVEISFROMTHEMODULE,PRESSUREANGLE,HELIXANGLE,COEFFICIENTANDAHIGHCOEFFICIENTOFTHISADDENDUMTOANINDEPENDENTANALYSISOFTHEFIVEASPECTSOFGEARDESIGNTRENDSINFACTBETWEENTHEVARIOUSPARAMETERSAREINTERRELATED,INVOLVEDWITHEACHOTHER,THECHOICEOFTRANSMISSIONPARAMETERS,ITISNECESSARYTOTAKEINTOACCOUNTTHEIRSTRENGTHSANDWEAKNESSES,BUTALSOCONSIDERTHERELATIONSHIPBETWEENTHEM,SOINORDERTOMAXIMIZETHEIRSTRENGTHSANDAVOIDWEAKNESSESTOIMPROVETRANSMISSIONPERFORMANCE变速箱各档齿轮基本参数的选择1、合理选用模数模数是齿轮的一个重要基本参数，模数越大，齿厚也就越大，齿轮的弯曲强度也越大，它的承载能力也就越大。反之模数越小，齿厚就会变薄，齿轮的弯曲强度也就越小。对于低速档的齿轮，由于转速低、扭矩大，齿轮的弯曲应力比较大，所以需选用较大的模数，以保证其强度要求。而高速档齿轮，由于转速高、扭矩小，齿轮的弯曲应力比较小，所以在保证齿轮弯曲强度的前提下，一般选用较小的模数，这样就可以增加齿轮的齿数，以得到较大的重合度，从而达到降低噪声的目的。在现代变速箱设计中，各档齿轮模数的选择是不同的。例如，某变速箱一档齿轮到五档齿轮的模数分别是35；3；275；25；2；从而改变了过去模数相同或模数拉不开的状况。2、合理选用压力角当一个齿轮的模数和齿数确定了，齿轮的分度圆直径也就确定了，而齿轮的渐开线齿形取决于基圆的大小，基圆大小又受到压力角的影响。对于同一分度圆的齿轮而言，若其分度圆压力角不同，基圆也就不同。当压力角越大时，基圆直径就越小，渐开线就越弯曲，轮齿的齿根就会变厚，齿面曲率半径增大，从而可以提高轮齿的弯曲强度和接触强度。当减小压力角时，基圆直径就会变大，齿形渐开线就会变的平直一些，齿根变薄，齿面的曲率半径变小，从而使得轮齿的弯曲强度和接触强度均会下降，但是随着压力角的减小，可增加齿轮的重合度，减小轮齿的刚度，并且可以减小进入和退出啮合时的动载荷，所有这些都有利于降低噪声。因此，对于低速档齿轮，常采用较大的压力角，以满足其强度要求；而高速档齿轮常采用较小的压力角，以满足其降低噪声的要求。例如某一齿轮模数为3，齿数为30，当压力角为175度时基圆齿厚为5341；当压力角为25度时，基圆齿厚为6716；其基圆齿厚增加了25左右，所以增大压力角可以增加其弯曲强度。3、合理选用螺旋角与直齿轮相比，斜齿轮具有传动平稳，重合度大，冲击小和噪声小等优点。现在的变速箱由于带同步器，换档时不再直接移动一个齿轮与另一个齿轮啮合，而是所有的齿轮都相啮合，这样就给使用斜齿轮带来方便，因此带同步器的变速箱大多都使用斜齿轮。由于斜齿轮的特点，决定了整个齿宽不是同时全部进入啮合的，而是先由轮齿的一端进入啮合，随着轮齿的传动，沿齿宽方向逐渐进入啮合，直到全部齿宽都进入啮合，所以斜齿轮的实际啮合区域比直齿轮的大。当齿宽一定时，斜齿轮的重合度随螺旋角增加而增加。承载能力也就越强，平稳性也就越好。从理论上讲，螺旋角越大越好，但螺旋角增大，会使轴向分力也增大，从而使得传递效率降低了。在现代变速箱的设计中，为了保证齿轮传动的平稳性、低噪声和少冲击，所有齿轮都要选择较大的螺旋角，一般都在30左右。对于高速档齿轮由于转速较高，要求平稳，少冲击，低噪声，因此采用小模数，大螺旋角；而低速档齿轮则用较大模数，较小螺旋角。4、合理选用正角度变位对于具有良好润滑条件的硬齿面齿轮传动，一般认为其主要危险是在循环交变应力作用下，齿根的疲劳裂纹逐渐扩张造成齿根断裂而失效。变速箱中齿轮失效正是属于这一种。为了避免轮齿折断，应尽量提高齿根弯曲强度，而运用正变位，则可达到这个目的。一般情况下，变位系数越大，齿形系数值就越小，轮齿上弯曲应力越小，轮齿弯曲强度就越高。在硬齿面的齿轮传动中，齿面点蚀剥落也是失效原因之一。增大啮合角，可降低齿面间的接触应力和最大滑动率，能大大提高抗点蚀能力。而增大啮合角，则必须对一副齿轮都实行正变位，这样既可提高齿面的接触强度，又可提高齿根的弯曲强度，从而达到提高齿轮的承载能力效果。但是，对于斜齿轮传动，变位系数过大，又会使轮齿总的接触线长度缩短，反而降低其承载能力。同时，变位系数越大，由于齿顶圆要随之增大，其齿顶厚度将会变小，这会影响齿顶的强度。因此在现代变速箱的设计中，大多数齿轮均合理采用正角度变位，以最大限度发挥其优点。主要有以下几个设计准则对于低速档齿轮副来说，主动齿轮的变位系数应大于被动齿轮的变位系数，而对高速档齿轮副，其主动齿轮的变位系数应小于被动齿轮的变位系数。主动齿轮的变位系数随档位的升高而逐渐下降。这是因为低档区由于转速低、扭矩大，齿轮强度要求高，因此需采用较DA的变位系数。各档齿轮的总变位系数都是正的（属于角变位修正），而且随着档位的升高而逐渐减小。总变位系数越小，一对齿轮副的齿根总的厚度就越薄，齿根就越弱，其抗弯强度就越低，但是由于轮齿的刚度减小，易于吸收冲击振动，故可降低噪声。而且齿形重合度会增加，这使得单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，使得弯曲力矩减小，相当于提高了齿根强度，这对由于齿根减薄而消弱强度的因素有所抵消。所以总变位系数越大，则齿根强度越高，但噪声则有可能增大。因此高速档齿轮要选择较小的总变位系数，而低速档齿轮则必须选用较大的总变位系数。5、提高齿顶高系数齿顶高系数在传动质量指标中，影响着重合度，在斜齿轮中主要影响端面重合度。由端面重合度的公式可知，当齿数和啮合角一定时，齿顶圆压力角是受齿顶高系数影响的，齿顶高系数越大，齿顶圆压力角也越大，重合度也就越大，传动也就越平稳。但是，齿顶高系数越大，齿顶厚度就会越薄，从而影响齿顶强度。同时，从最少不根切齿数公式来看，齿顶高系数越大，最少不根切齿数就会增加，否则的话，就会产生根切。因此，在保证不根切和齿顶强度足够的情况下，增大齿顶高系数，对于增加重合度是有意义的。因此在现代变速箱的设计中，各档齿轮的齿顶高系数都选择较大的值，一般都大于10，称为细高齿，这对降低噪声，增加传动平稳性都有明显的效果。对于低速档齿轮，为了保证其具有足够的齿根弯曲强度，一般选用较小的齿顶高系数；而高速档齿轮，为了保证其传动的平稳性和低噪声，一般选用较大的齿顶高系数。以上是从模数、压力角、螺旋角、变位系数和齿顶高系数这五个方面去独立分析齿轮设计趋势。实际上各个参数之间是互相影响、互相牵连的，在选择变速箱的参数时，既要考虑它们的优缺点，又要考虑它们之间的相互关系，从而以最大限度发挥其长处，避免短处，改善变速箱的使用性能。中华人民共和国教育部大学课程设计论文题目MB106A进给系统有级变速装置设计学生指导教师教授学院机电工程学院专业机械设计2008级2班IXXXX大学课程设计任务书论文题目MB106A进给系统有级变速装置设计指导教师专业机械设计2008级2班学生2011年12月机械制造装备设计课程设计0目录1绪论111木工机床课程设计目的和内容212木工课程设计要求213木工机床课程设计的任务3131设计的题目3132课程设计的工作量3133课程设计的时间安排414木工机床课程设计步骤415木工机床课程设计指导42运动设计621选择传动方案622进给电机的选择623传动原理93传动件的选择及计算1331V带的设计1332传动轴计算1433齿轮模数的确定1534滑移齿轮的尺寸1635齿轮的校核1736轴承的选择1937轴的校核1938轴承寿命的计算2339链轮的设计23310键的选择25311螺栓及其相关件的选择254操纵机构方案设计265变速箱的润滑与密封286课程设计感想29参考文献30附录致谢机械制造装备设计课程设计11绪论11木工机床课程设计目的和内容1木工机床课程设计目的木工机床课程设计是木工机床设计课程的一个实践教学环节，其目的在于，通过机床的传动设计，使学生受到方案比较、结构分析、零件计算、机械制图、技术条件编写及技术资料查阅的综合训练，培养初步具有机床部件的设计能力。2木工机床课程设计的内容包括以下几项1）传动设计根据设计题目给定的设计原始数据确定其他有关运动参数，选定各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮及带轮直径；绘制传动系统图。2）动力设计根据设计题目给定的机床类型和电动机功率，确定各传动件的转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数；装备草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的强度、刚度和寿命。3）结构设计完成传动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计进给变速箱装备图及零件工作图，侧重进行传动轴组件、变速机构、操纵机构、箱体、润滑与密封，以及传动轴和滑移齿轮零件等的设计。12木工机床课程设计要求木工机床课程设计的内容体现在设计图纸和设计计算说明说中，因此图纸和说明说的质量应并重。其具体要求如下（1）进给变速箱部件装备图它用以表明该部件的结构、机构工作原理，零件的功用、形状、尺寸、位置、相互连接方法、配合及传动关系等。进给变速箱转配图通常由外观图、展开图和若干横向剖式图等组成。若受学时所限，可以绘制展开图和主要横向剖视图。在装配图上，零件要标注件号、参数及数量，各轴要标注轴号。展开图上标注各传动轴组件的主要配合尺寸（如轴承、花键等），还要标注一个能影响轴向装备尺寸的轴向尺寸链。横向剖视图应完整表达一个操纵机构，标注啮合齿轮的中心距及公差，标注主要零件轮廓尺寸，定位及联系尺寸等。装配图的方案和结构要合理，图面整洁清晰，尺寸标注正确，符合国家标准。（2）零件工作图绘制若干个零件（如传动轴、滑移齿轮等）工作图，应能正确表达零件的结构形状、材料及热处理，尺寸公差和形位公差、表面粗糙度和技术条件等，符合有关标准规定。（3）设计计算说明书时机计算说明书是对设计部件的性能、主要结构、系统等方面进行分析及理论计算的技术文件，应论证合理，论据充分，计算正确，条例清晰，文机械制造装备设计课程设计2句通顺，标点正确，图标清晰，字迹工整；篇幅不少于5000字，一律采用国家法定计量单位，引用参考文献的有关结论及公式用方括号注出。其主要内容概述（机床的用途、使用范围、主要技术参数及特点等，同类机床对比分析）；运动设计；动力设计（包括零件的初算及验算）；结构设计（主要结构的分析、操纵机构、润滑剂密封方式的说明）；其他（另需说明或论证的有关问题）；参考文献。13木工机床课程设计的任务131设计的题目将MB106A进给系统中的无级变速装置该为六级有级变速装置，并进行系统的设计与计算。132设计原始数据加工木料最大宽度600MM加工木料最大厚度200MM最小刨削长度290MM最大刨削厚度5MM刀头切削园直径128MM刀轴转速6000R/MIN刀片数4片进料辊筒直径90MM进料速度732M/MIN主电机功率55KW加工材种软、硬杂木木材含水率1015133课程设计的工作量（1）编写设计计算说明书A机床用途说明B运动计算拟定结构图，转速图和传动系统图C动力计算通过计算，决定进给电机功率和主要零件的尺寸和材料D设计方案的分析比较（2）设计图纸A绘制进给变速箱体图1张，表明齿轮传动关系，操纵机构的装配关系和工作位置关系B绘制主要零件工作图1张C绘制传动系统图1张机械制造装备设计课程设计3134课程设计的时间安排木工机床课程设计的时间为3周（1）分析题目、并拟定设计方案8（2）初步计算零件8（3）初步绘制部件装配图40（4）验算主要零件10（5）绘制主要零件工作图10（6）修订装配图4（7）编写说明书10（8）考查1014木工机床课程设计步骤（1）设计准备工作根据给定的设计题目，应明确设计任务、内容、要求和步骤。拟定工作计划；手机查阅技术资料；对12台同类机床进给传动部件进行分析研究、做到理解、消化并能有所改进，在此基础上进行设计构思。（2）传动设计（3）传动件选择及初算绘制装配草图之前，需要初步定出各传动件的结构尺寸，如传动轴的直径、齿轮的模数及宽度、V带的型号及根数、滚动轴承的类型及配置等。（4）绘制部件的装配草图（5）零件验算零件的位置和尺寸确定之后，即可分析其受力状态，并进行较为精确的验算，验算指定的零件及其项目，一般可以验算传动轴弯曲刚度及抗振性、花键轴侧挤压应力、直齿圆柱齿轮疲劳强度、滚动轴承疲劳寿命等。（6）加深部件装配图根据验算结果修改草图，进一步完善草图，经审查同意后，按制图标准加深装配图。要先画展开图，后画横向剖视图，必要时还要交叉进行，并按要求完成部件装配图（7）绘制零件图（8）编写设计计算说明书设计过程中的计算与分析要及时整理，待图纸完成后，要对说明书草稿进行认真修改，抄清完成。15木工机床课程设计指导在木工机床课程设计过程中，学生应运用所学知识独立进行工作，指导教师要充分发挥学生的主动性和创造性，要启发学生独立思考，认真主动地查阅文献资料，注意培养学生分析问题和解决问题的能力。同时，教师应认真负责，注意审阅。课程设计要分段进行，审阅后才能转入下阶段的工作。特别注意方案和结构上的原则性问题，要把集中布置和个别指导结合起来，集中布置压迫强调共性问题，如介绍木工机床课程设计的目的、要求、内容及工作量；运动设计步骤；进给变速箱展开图草图、横向剖视图草机械制造装备设计课程设计4图绘制，零件验算；进给变速箱装配图加深，零件工作图绘制及设计计算说明书编写，以及布置有关答辩事项等。机械制造装备设计课程设计52运动设计21选择传动方案应根据机床的使用要求和结构性能综合考虑，参考同类型机床，合理选择传动方案并加以论证，初步拟出传动系统示意图。（1）选择传动布局选择集中传动式或者分离传动式（2）选择变速方式变速方式分为无级和有级变速，本课程设计要求选用有级变速方式，变速装置可选用滑移齿轮变速机构、交换齿轮变速机构或者离合器变速机构。也可以把上述方法组合使用，本方案选用滑移齿轮变速机构，选择布局方式如图21图21分离传动式布局22进给电机的选择P29根据工作要求运用木材切削原理有关知识进行进给电动机型号选择如下进给速度V732M/MIN进料滚筒直径D90MMB5108MM齿宽系数，取IN2394310AXAXRDVN变速范围5741MINAXR该结构为六级变速，故Z6公比，取标准值3614161ZN41查表22知各级转速如下机械制造装备设计课程设计6,MIN421RNIN5312RMIN453RIN634RMIN905RIN1256R动力设计进给功率进空有效进N1被加工材料为软木（以松木为例）式中10UP牵有效NSINCOSINCOFXYYXFP切其中当切削厚度E120包角合格21180A（5）确定带的根数Z查表25【4】查知137KW由表27【4】查知011KW0P0P由表29【4】查知098由表22【4】查知099KLK00125CZP取Z2根（10）带轮结构设计由表23【4】得带轮宽度BZ1E2F611521095MM其他结构尺寸的确定参见机械零件设计手册。32传动轴计算直齿轮传动效率为099，轴承传动效率为097，V带传动效率为0961各轴的传递功率,据转矩公式计算各轴功率NPT9501轴P2P115096144KW2轴P3P223144099097138KW3轴P4P323138099097133KWP5P4231330990971227KW2初估轴径轴的材料均采用45，钢调质处理，由表61【4】查得，查63【4】知C110，由公式B640MPA机械制造装备设计课程设计1431PDCN确定。一般情况下，开一个键槽，轴径应增大5；花键轴可将估算的D值减少7作为其小径。由已知数据，求得各轴轴径并适当整去分别为，3140156DM由于所求D应该为受扭部分的最细处，即装带轮处的轴径该有一个键槽，故轴径应该增大5。则则最小1MIN05614318DM，3289DM由于花键轴减少7则则最小2IN3194802D23DM，3310406DM由于所求D应该为受扭部分的最细处，即装带轮处的轴径该有一个键槽，故轴径应该增大5。则则最小3MIN1528630M36DM2轴即花键轴的选用规格为中系列6X23MMX28MMX6MM3轴即花键轴的选用规格为中系列8X36MMX40MMX7MM33齿轮模数的确定公式与321160HMCHPKUNZ3140FMCFPKNZ（1）传动组A,，取K112MXU8597AEKWB5108M齿宽系数，取齿轮45钢，调质处理，齿面硬度250HBS，查表4193【4】得，LI62HMPALIM0958HMP机械制造装备设计课程设计15查表4213【4】，LIM80FMPALIM14672FMPA50/NCNR则3121362954H322021580832211654HM314070986FDB331317502FM综上计算取A（2）传动组B类同传动组A（3）R/MIN09716APKW250CN3128362695HM322105841318470956F321013224M综上计算取4B34滑移齿轮的尺寸（1）三联齿轮【8】总长K1L3B2，其中齿轮宽度，又该三联滑移齿轮为从动齿轮，取M2085。M0机械制造装备设计课程设计16插齿刀退刀槽宽度M254换位用拨叉槽的宽度取1B0M拨叉槽边到齿轮端面的距离拨叉槽深度1BH5M2轮毂直径17D2341MD（）（）MM取145MD得L82MM（2）双联齿轮【8】总长度,其中齿轮宽度，MMB3284插齿刀退刀槽宽度M254换位用拨叉槽的宽度取拨叉槽边到齿轮端面的距离拨叉槽深度轮毂直径172D13254MD（）（）取160D得L82MM35齿轮的校核（校核高速级齿数为24的一对）（1）齿轮材料为45钢，调质处理，齿面硬度250HBS公式确定公式中各参数查图414得查表46得A12183COS832684Z机械制造装备设计课程设计1741680793AZ查表44【4】，由于工作平稳，取125AK查图49【4】，取齿轮精度7级V2316M/S齿轮非对称布置，取查图412【4】齿面接触疲劳强度校核661119509503752PTNMNA、初步计算小齿轮直径1312DHUA查表48，取95D查表47齿宽系数1D对称布置081431275943580DM取1M则齿宽150DB由式（49）得2131D2EHZKTU因工作机中有中等冲击，查表44得15A设计齿轮精度为7级，1038/60NVMS查表49取1VK齿轮对称布置查表412取D17K12/52304/5/290AATTFB机械制造装备设计课程设计18查表45取12K5067128603AV又U2代入公式124HETUZBD又因为620LM58HPHP故齿面接触疲劳强度足够校核轮齿弯曲疲劳强度公式YZMKTSAFDF213F由上述已知，K186T165215124Z147172BD查表418得1268FAY2FAY160SAY5S由8070756811112218625233FFASFKTYBDM2122127510468FASASY故轮齿弯曲疲劳强度足够。（2）静强度校核传动平稳，无严重过载，故不需要静强度校核。36轴承的选择1轴滚动轴承6204GB/T27619942轴滚动轴承6205GB/T27619943轴滚动轴承6207GB/T276199437轴的校核轴2受力复杂，故对轴2进行校核机械制造装备设计课程设计191轴对2轴的作用力，取齿数为2448的传动副传递的力。小齿轮传递的扭矩6195014/52704TNM圆周力1291680TFD径向力1TANTAN23715RN3轴对2轴的作用力，取1850传动副传递的力。小齿轮传递的扭矩662295095102163PTMN4DMZ23/IR圆周力20161TTFND径向力23TANTAN7386R设定1轴顺时针，则2轴逆时针，3轴顺时针。图31受力分析计算其上支反力水平面内即解得268795NHF即解得10NH机械制造装备设计课程设计20垂直平面内即解得210354NVF即解得18NV合成弯矩图水平面内机械制造装备设计课程设计21图32水平面内分析垂直面内图33垂直面内分析合成弯矩图机械制造装备设计课程设计22图34弯矩图图36当量弯矩图因齿轮单向回转，视扭矩为脉动循环最大危险处为C点处，其当量弯矩22193EMDTNM弯曲应力30547EW由表64【4】查得，对于45号钢故轴的强度足够38轴承寿命的计算在变速系统中，2轴的最高转速为500R/MIN，转速最高承受的径向力较大。所以对轴2轴承进行校核A点受力,1087NVF1098NHFD点受力26275A点径向载荷211693410921546NVNHFNB点径向载荷2287F机械制造装备设计课程设计23B点径向载荷A点径向载荷,故按B点处轴承计算轴承寿命。1NPF由于工作温度低于120，由表77【4】查得由此可求得3636101021029715546THPPFCLHNF39链轮的设计（1）确定计算功率查表36【4】取工况系数,可得13AK1509679013279CAPKKW得P1315KW（2）选择链轮齿数1）根据传动比I3,查表36得，取51Z2）大链轮齿数,取（偶数）21875208ZI723）实际传动比1I4）验算传动比45合格I（3）初定中心距004526A
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