毕业设计_普通车床变速箱设计

毕业设计 机械毕业设计下载球磨机的毕业设计下载关于网络爬虫的毕业设计下载关于网络爬虫的毕业设计下载河南城建学院毕业设计论文下载 _普通车床变速箱设计 本 科 毕 业 设 计 ( 2012 届) 题 目 普通车床变速箱设计 学 院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 学 号 学生姓名 指导教师 开题日期 2012.3.1 目录 摘 要„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 Abstract„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 第一章 课题背景及选题意义 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 1.1课题的背景 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 1.2课题的目的 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 1.3完成的内容 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 第二章 参数拟定 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 2.1车床主要技术参数 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 2.2 运动设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 2.2.1 确定主轴极限转速„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 2.2.2 确定转速范围定公比确定主轴转速数例„„„„„„„„„„10 第三章 传动设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 3.1 传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 拟定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 3.1.1 传动组和传动副数的确定 „„„„„„„„„„„„„„„11 3.2 传动结构式的选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12 3.2.1 基本组和扩大组的确定 „„„„„„„„„„„„„„„„12 3.2.2 分配总降速比„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„13 3.3 带轮选择和转速图的拟定„„„„„„„„„„„„„„„„„„14 3.3.1 皮带轮的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„14 3.3.2 带轮的结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16 3.3.3 验算转速误差„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„17 3.3.4 拟定转速图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„20 3.4 各轴转速和传动系统图的拟定„„„„„„„„„„„„„„„„21 3.4.确定各轴转速„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 3.4.2 拟定传动系统图 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 第四章 传动件的估算和验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„22 4.1传动轴的直径估算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„22 1 4.1.1 计算各轴传动的功率„„„„„„„„„„„„„„„„„„22 4.1.2 确定各轴最小直径 „„„„„„„„„„„„„„„„„„23 4.1.3键的选择、传动轴、键的校核 „„„„„„„„„„„„„„24 4.2 齿轮模数及尺寸的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„26 4.3 齿轮强度校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„30 4.3.1 校核a组齿轮„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„30 4.3.2 校核b组齿轮„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„31 第五章 各部件结构设计 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„32 5.1 皮带轮及齿轮块设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„33 5.1.1 皮带及皮带轮的设计 „„„„„„„„„„„„„„„„„33 5.1.2 齿轮及齿轮块设计 „„„„„„„„„„„„„„„„„„33 5.2 轴承的选择及箱体设计 „„„„„„„„„„„„„„„„„„33 5.2.1 各轴承的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„33 5.2.2 主轴及箱体设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„34 5.3 密封结构及润滑„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„34 第六章 轴承组件的验算 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„35 6.1 轴承的校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„35 6.2 箱体设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„37 第七章 总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„38 参考文献 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„39 致 谢„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„40 2 普通车床变速箱的设计 学生姓名: 指导老师: 浙江科技学院机械学院 摘要 机床设计和制造的发展速度是很快的。由原先的只为满足加工成型而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高度科学技术成果综合应用的现代车床的设计，也包括计算机辅助设计(CAD)的应用。但目前车床变速箱的设计主要还是以经验或类比为基础的传统(经验)设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析处理经验，数据和资料，既能提高车床设计和制造水品，也将促进设计方法与时俱进。 车床变速箱是车床中重要的传动部件。其将车床和车床主轴联结起来，将动力和扭矩由电机传递到主轴，从而使主轴转动以加工工件。其主要作用是通过变速装置调节转速和扭矩，从而使电机运行在最佳的状态。 关键词:车床，变速箱，分析，设计，调节，传动 3 Ordinary lathe gearbox design Student: Advisor: School of Mechanical and Automotive Engineering Abstract Machine design and manufacturing growth rate is very fast. From the original shape but only to meet the processing requirements of some of the tool and the work piece relative motion between the parts of certain relationships and the strength and stiffness, development of today's highly integrated application of scientific and technological achievements of the modern lathe design, including computer-aided design (CAD) applications. But turning the gearbox design is mainly based on experience, or traditional analog (experience) design method. Therefore, to explore the application of scientific theories, scientific analysis and processing experience, data and information, both to improve the design and manufacture of water lathe products, but also will promote the design times. Lathe gearbox is an important transmission part in lathe. It will link up the lathe and the lathe spindle, and it deliveries power and torque from machine motor machine tool spindle, so that the work piece spindle rotation. Its main role is to adjust the speed and torque transmission device, so that the motor is running in the best condition. Keywords: Lathe, Gearbox, Analysis, Design, Adjust, Transmission 4 第一章 课题背景及选题意义 1.1课题的背景 机床设计和制造的发展速度是很快的。由原先的只为满足加工成型而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高度科学技术成果综合应用的现代车床的设计，也包括计算机辅助设计(CAD)的应用。但目前车床变速箱的设计主要还是以经验或类比为基础的传统(经验)设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析处理经验，数据和资料，既能提高车床设计和制造水品，也将促进设计方法与时俱进。 随着科学技术的不断发展，机械产品日趋精密、复杂，改型也日益频繁，对机床的性能、精度、自动化程度等提出了越来越高的要求。机械加工工艺过程自动化是实现上述要求的重要技术措施之一，不仅能提高产品质量和生产率，降低生产成本，还能改善工人的劳动条件。为此，许多企采用自动机床、组合机床和专用机床组成自动或半自动生产线。但是，采用这种自动、高效的设备，需要很大的初期投资以及较长的生产准备周期，只有在大批量的生产条件(如汽车、拖拉机、家用电器等工业主要零件的生产)下、才会有显著的经济效益。 车床的水平随着车床的精密程度增加而提高，车床的属性决定了它在国民经济中的重地位，车床的技术水平直接影响机械制造工业产品的质量和劳动生产效率，车床直接标志着一个国家的工业生产的能力和科学技术水平。随着科学技术和社会生产水平的不断发展，对机电产品的质量和生产率提出了越来越高的要求，它对提高生产率，保证产品质量，改善劳动强度和降低生产成本都是非常重要的。 车床工业发展到今天，技术已较为成熟，自动化、高精度、高效率、多样化已成为当今时代车床的发展特征。多样化的发展已经是车床的特点，现代的车床主要面对多品种中小批生产，因此现代车床不仅要保障加工精度和高度自动化，还必须有一定的刚度和柔性，使之能方便的适应加工。 1) 普通车床的概念 普通车床是能对轴、盘、环等多种类型工件进行多种工序加工的卧式车床， 5 常用于加工工件的内外回转表面、端面和各种内外螺纹，采用相应的刀具和附件，还可进行钻孔、扩孔、攻丝和滚花等。普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。 2) 普通车床的发展 中国普通车床产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品;技术密集型产品明显落后于发达工业国家;生产要素决定性作用正在削弱;产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大;企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。 现在很多有关于普及型车床发展的问题一直困扰着很多人，包括以经营普通车床为主的企业或是普通车床加工人员，经济危机来袭会使低端车床被淘汰呢,会不会被拥有先进数控技术的车床代替吗,等一系列的问题困扰着广大用户。那么今后普通的车床业到底会出现怎么样的局面，普通的车床和数控车床哪个会有更大的发展前景，真的会被逐步淘汰吗, 如今的制造业已经不断的发展与进步起来，科学技术不断被重视起来，有些企业已经完全应用上了科学技术，一系列全面的自动化不断被开展。机械化对企业来讲也更为重要。就现今来讲，机床要求人工去操作，并且要求的精度比较高，这使普通车床已经达不到要求，这时数控车床则占领了市场的主导位置。 在一些数控车床的有关网页上也看到，要求大家不断跟进机械技术，跟进数控系统，从而跟上时代的步伐。难道普通车床真的会被淘汰吗,其实不然。数控技术的不断创新与改进，使数控越来越多的应用于各种机械企业中，普通型号的产品随之则越来越少的被应用。但是普通车床并不会被淘汰，至少近些年并不能被淘汰。简单来讲，车床发展至今，一些零件可以加工或者说可以干的了的工作，数控车床未必能够全部代替，而普通车床的一些加工工艺也是经过多年来的总结和积累形成的。所以说在相当长的一个时期并不会被替代。 那些数控机床和普通机床的应用是否相互冲突呢,数控机床和普通车床在相当长的一段时期内，会出现并存的局面，普通车床有由自身的工作，而数控车床的不断进步与发展也将达到用户的青睐，也会不断的使数控车床被更多的市场用户所信赖。 3) 中国普通车床产业现状 6 由于市场的拉动，自2002年以来，中国机床工具行业已连续8年实现高速增长。虽然金融危机对中国的市场需求也产生了一定的影响，但是并没有从根本上改变全行业持续快速发展总的态势。 2009年全行业完成工业总产值4014.2亿元，同比增长16.1%，比2001年增长了6.3倍，年平均增长33.6%; 完成工业产品销售产值3922.5亿元，同比增长18.7%，比2001年增长6.1倍，年平均增长34.1%. 机床产量79.9万台，同比下降9%，其中:金切机床产量58万台，同比下降13.6%,比2001年增长2倍，年平均增长14.8%。数控机床产量15.3万台，同比增长0.4%，比2001年增长7.2倍，年平均增长30.1%，其中:金切数控机床产量14.4万台，同比下降0.5%;机床工具产品出口47.4亿美元，同比下降33.5%，比2001年增长4.7倍，其中:机床出口 14.1亿美元，同比下降33%，比2001年增长3.9 倍，年均增长21.9 %，。 进入2010年以来，全行业继续保持产销两旺的势头。上半年完成工业总产值2424.2亿元，同比增长41.4%;工业产品销售产值2358.7亿元，同比增长42%;产销率97.3%，同比提高0.4个百分点;机床产量47万台，同比增长27%(其中数控机床10万台，同比增长50.1%);机床工具产品出口31.1亿美元，同比增长45.7%，其中机床出口8.1亿美元，同比增长20%。行业利润率同比大幅提高，但利润构成和利润结构应作进一步分析，所隐含的问题应引起行业关注。 1.2课题的目的 围绕普通车床变速箱换档控制方法这一主题广泛搜集了国内外有关的文献和资料,进行了系统地整理和概括总结,把握了变速箱换档控制方法的发展方向,从而确定了本论文的研究内容。分析变速箱系统结构及工作原理,对现今变速箱控制系统开发中的关键技术,特别是对换档品质控制进行了详细的研究和总结。 第二，在系统地分析和研究变速箱各组成部分的特性的基础上,总结众多文献中的各种模型: 7 1、应保证车床具有高的动力性和经济性。 2、工作可靠;操作轻便。 3、传动效率高。 4、重量轻,体积小。 1.3完成的内容 机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床传动部件(变速箱)设计进行的综合训练 1.参数拟定 根据机床类型，规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，结合世界条件 n,n和情况，并与同类机床对比分析后确定:极限转速和，公比(或级数 maxmin Z )，主传动电机功率N。 2.动设计 根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定转动结构方案和传动系统图，计算各传动副的传动比及齿轮的齿数，并验算转速误差。 3.动力计算和结构草图设计 估算齿轮模数m和直径d。 将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排，布置和设计。 4.轴和轴承的验算 在结构草图的基础上，对一根传动轴的刚度(学时充裕时，也可以对该轴的强度进行验算)和该轴系的轴承的寿命进行验算。 5.变速箱装配设计 变速箱装配图是以结构草图为“底稿”，进行设计和会制的。图上各零件要表达清楚，并标注尺寸和配合。 6.设计计算说明书 应包括参数，运动设计的分析和拟定，轴和轴承的验算等，此外，还应对重要结构的选择和分析做必要的说明。 第二章 参数拟定 8 车床(机器)设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机构 设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。因此，参数拟定是机床 设计中的重要环节。 2.1车床主要技术参数 工件最大回转直径: 在床面上„„„„320毫米 在床鞍上„„„„175毫米 工件最大加工长度„„„„750毫米 主轴孔径„„„„„„„„35毫米 主轴前端孔锥度„„„„„莫氏5号 主轴转速范围 „„„„19,2000转/分 加工螺纹范围: 公制(36种)„„„„„„0.5,44毫米 英制(45种)„„„„„„„1,92牙/英寸 模数螺纹(37种)„„„„„0.25,22毫米 径节螺纹(42种)„„„„„2,184径节 进给量范围: 纵向 „„„„„„„0.011,3.6毫米/转 横向 „„„„„„„0.006,1.544毫米/转 主电机: 功率„„„„„„„„„„„3.0千瓦 转速„„„„„„„„„„„1430转/分 冷却泵电机功率„„„„„„„„0.125千瓦 润滑泵电机功率„„„„„„„„0.12千瓦 车床外形尺寸(长×宽×高)„„„„„„2135×1000×1190毫米 2.2运动设计 2.2.1确定主轴极限转速 计算车床主轴极限转速是加工直径，对于卧式车床按经验分别取(0.5,0.6) 9 1000vmaxnD和(0.2,0.25)D。主轴极限转速应为: =2000n/min max(0.5~0.6),D 1000vminn= =19n/min min，，0.2~0.25,D R,n2.2.2确定转速范围定公比确定主轴转速数例 n2000max=105.2 转速范围: R,,n19nmin 17,181Z,1 ,,R,R,105.2,1.315nn lgRlg105.2n1，,1，Z==18 lg,lg1.315 5R,,由=105.2， =1.315标准数列表给出了以 =1.06的从1,10000的数值， n 5n,因 =1.315=1.06，从表中找到=2000，每隔4个数值取出一个数，得: max 2000，1580，1000，785，610，500，390，305，250，200，150，125，100，76，62，50，38，19共18级。 第三章 传动设计 3.1传动方案拟定 拟定传动链的基本原则，就是以最经济的 办法 鲁班奖评选办法下载鲁班奖评选办法下载鲁班奖评选办法下载企业年金办法下载企业年金办法下载 满足对机床既定的要求。可以满足同样要求的方案可能有很多，在进行传动链的可能分析时，应根据经济合理的原则，选出最好的方案。转速图有助于各种方案比较，并为进一步确定传动系统图提供方便。拟定主运动转速图应按下列步聚进行。 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停，换向，制动，操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件，机构以及其组成，安排不同特 10 点的传动形式，变速类型。 传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关。因此，确定传动方案和形式，要从结构，工艺，性能及经济性等多方面统一考虑。 传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如:传动型式上有集中传动的主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱;扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用齿轮结构，分支传动等型式;变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮，滑移齿轮，公用齿轮等。 显然，可能的方案很多，优化的方案也因条件而导。对于教学训练来讲，不必强调在方案上一定要有独特之一，但一定要学会分式几种现有的方案，型式，然后按照设计的具体要求，具体条件选择合理可取的方案和形式。 3.1.1 传动组和传动副数的确定 主运动可能的方案有: ×3×2 , 18=2×3×3，18=3×2×3 18=3 从电动机到主轴，一般降速传动组故应把传动副较大的传动组放在前面接近电动机处，使其转速较高，从而扭矩较小，尺寸也就可以少些. 这就是前多后少:原则从这个角度考虑以取18=3×3×2 (1×3×3×1×2) 方案为好。 本次讨论的变速箱位于床头箱下面的床腿中。电机运动经三角带传至变速箱胶带轮，再通过两个三联齿轮传到轴?，得到9级变速，由轴?外侧胶带轮输出，取9,3×3。 3.2 传动结构式的选择 3.2.1 基本组和扩大组的确定 11 根据前松后紧的原则，有了以上基础可确定结构式: 保证只有一对齿轮18=3 32 ，， 传动副数分别及3，3，2的三个传动组方案18级转速传动位传动组安排有332或323或233。从电动机到主轴一般为降速传动，转速较高，转矩，，，，，， 小，尺寸也小，将使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，节省 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 这是前多后小的段则。 主轴对加工精度，表面粗糙度的影响大，因此主轴上的齿轮小为好，最后 各传动组传动副也选用从以上角度考虑，最后选用3 3 2其本组和扩大，， 组的确定。 对于18=3 3 2或者18=2 3 3等传动，均有:3×3=9种可能排列，，，，， 根据实现传动的可能结构和综合效果的分析，选择其中一，二种作为设计方案。 根据前松后紧之原则确定了以上结构式。 传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致，也可以不一致，结构式: 18=3，3，2的传动中，扩大顺序也传动顺序一致，称为顺序扩大传动:而18=2 3 ， 3的传动，扩大顺序的传动顺序就不一致。 ， , 2.主轴转速级数Z和公比 nmax 已知: ,Rnnmin ab z,1 ， Z=33R,,n a，b为正数，即Z应可分解为3和3的因子，以便用3联滑移齿轮实现变速。如取4或5的因子，则要用2个相互连锁的滑动齿轮，以确定齿轮联合，这种传动由于结构复杂，很小采用。 普通型和轻型车床系列，结构较简单，转速级数Z=8,18级为好。 ,由于Z为3和3的因子积，而又为标准数列，因此，如果按串联传动设计 n1z,max,Rnn时，在定后，值已定，应适当地变动或，以符合的R,,,nmaxminnnmin关系。 nnz，，,这样，就确定了主传动部件(变速箱)的运动参数，。并与同类型车maxmin 12 床进行类比分析。 3.2.2 分配总降速比 分配降速比时，应注意传动比的取值范围:齿轮传动副中的最大传动比 1uu2， 最小传动比传动比过大 ，引起振动和噪音，传动比过小， ,,maxmin4 使动齿轮与传动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。 (1) 确定皮带转动的转动比范围 ii =1,2.5。取 =1.8 由于主电机额定转速1430r/min ， 可知第?轴的转速n=1430， 10.4=572r/min (2)确定最末一级传动比 总的转动比为 : N1430i,,75 = 总n19min iiiii, abcminminmin总皮 11i最小传动比 = ,cmin4,4 ， 18=3 3 2， 最末一级传动比: 151 ii,,, =51 4cmin, 11ii,,,1.315= = c2c14,3 (3)中间轴传动比 可按先慢后快原则，确定最小传动比，根据级数指数确定其他传动比: 1iii?,?轴最小传动比为 ? = , bminbmin4amin, 13 1i?取=0.334 bmin4, 4ii,,1=bmin b1 1i?,?轴传动比为 取=0.76 amin, i,, i==0.76 i=i=1 a2a1a2amin 3.3 带轮选择和转速图的拟定 3.3.1皮带轮的选择 三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。 1、选择三角带的型号 由Pc=KA×P,1.2×3可知电动机的计算功率为3.6KW 。 查《机械设计》图8-10因此选择A型带，尺寸参数为 , 型号 b bh p A 13 11 8 40º 2、确定带轮的计算直径， DD,, 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D, D,D不宜过小，即。查表取主动轮基准直径=90mm D,min, 14 n1由公式 ，，D,D1,,21n2 式中: -小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。 nn,,, 1430所以mm。取圆整为150mm。 D,，90(1,0.02),150.672785 3、确定三角带速度 Dn,3.14901430，，11m按公式V6.74 ,,,s601000601000，， 5ms,v,30ms所以，故带速合适。 4、初定中心距 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围 内选取: 根据经验公式 取2×0.72DDADDmm，,,，，，，，12012 (90+150)=480mm，取A=400mm。 0 5、三角带的计算基准长度 L, 2D,D,，，21L,2A，D，D， ，，001224A0 2(150,90),2，400，(90，150)，,=1179.05 24，400圆整到标准的计算长度 L=1250mm A6、确定实际中心距 A,A，(L-L)/2,400，(1250-1179.05),2,435.475mm 00 ,7、验算小带轮包角 15 DD,::::21，主动轮上包角合适。 ,,180,，57.5,171.375,120A 8、确定三角带根数Z 根据《机械设计》式8-22得 KPA Z, (P，,P)KK00,L 3.6,1.64 , (2.28，0.15)，0.98，0.92 所以取Z=2根 9、计算预紧力 查《机械设计》表8-3，q=0.1kg/m 由《机械设计》式(8-27) p2.5,k,2caF,500()，qv 0vZk, 其中: p-带的变速功率,KW; ca v-带速,m/s; q-每米带的质量，kg/m;取q=0.1kg/m。 v = 1430r/min = 6.74m/s。 (2.5,0.98)，3.62F,500，，0.1，6.74,211.65N 06.74，2，0.98 10、计算作用在轴上的压轴力 ,171.375,1F,2ZFsin,2，2，211.65，sin,844.2N Q022 3.3.2 带轮的结构设计 16 (1)带轮的材料 常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。 (2)带轮结构形式 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式(《机械制图》图8-14a)、腹板式(《机械制图》图8-14b)、孔板式(《机械制图》图8-14c)、椭圆轮辐式(《机械制图》图8-14d)。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径(d为安装带轮的轴的直径，mm)时。可以采用实d,2.5dd d,300mm,同时D,d,100mm心式，当可以采用腹板式，时可以d,300mmd11d 采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。 d,300mmd 带轮宽度:。 B,(z,1)e，2f,(2,1)，15，2，10,35mm (3)V带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡;铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补;转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。 GBT13575.1,92 3.3.3 验算转速误差 由确定的齿轮所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算各级转速，最大误差不得超过 由公式: n,n理论实际,?n,?10(-1)% 错误～未指定书签。 n理论 iiiN，i,n= × × × 10(-1)%=0.0315 实abc电皮 903642178(1)n=2000时 n,，，，，1430理实1502226200 17 n,n理论实际n=2018.25 =0.00926<0.0315 实n理论 903638178(2)n=1580时 n,，，，，1430理实1502230200 n,n理论实际n=1582.776 = 0.00176<0.0315 实n理论 902642178n(3=1000时 n,，，，，1430理实1503226200 n,n理论实际 n=1002.25 =0.00225<0.0315 实n理论 902638178n(4)=785时 n,，，，，1430理实1503230200 n,n理论实际 n=785.892 =0.00114<0.0315 实n理论 903622178n(5)=610时 n,，，，，1430理实1502245200 n,n理论实际n=610.896 =0.00147<0.0315 实n理论 901742178n (6)=500时 n,，，，，1430理实1504226200 n,n理论实际 n=499.29 =0.00142<0.0315 实n理论 901738178n(7)=390时 n,，，，，1430理实1504230200n,n理论实际n=391.51 =0.00386<0.0315 实n理论 902622178n (8)=305时 n,，，，，1430理实1503245200n,n理论实际n=303.327 =0.00549<0.0315 实n理论 9036421782717n (9) =250时 n,，，，，，，1430理实15022262006358 n,n理论实际 n=253.558 =0.01423<0.0315 实n理论 18 9036381782717n (10)=200时 n,，，，，，，1430理实15022302006358 n,n理论实际 n=198.82 =0.0059<0.0315 实n理论 901722178n (11) =150时 n,，，，，1430理实1504245200 n,n理论实际 n =0.0074<0.0315 =151.11 实n理论 90262217827n (12)=125时 n,，，，，，1430理实150324520063 n,n理论实际n=129.997 =0.029<0.0315 实n理论 9026381782717n(13)=100时 n,，，，，，，1430理实15032302006358 n,n理论实际n=98.72 =0.0128<0.0315 实n理论 9036221782717n(14)=76时 n,，，，，，，1430理实15022452006358 n,n理论实际n=76.74 =0.0097<0.0315 实n理论 9017421782717n(15)=62时 n,，，，，，，1430理实15042262006358 n,n理论实际n=62.72 =0.0116<0.0315 实n理论 9017381782717n(16)=50时 n,，，，，，，1430理实15042302006358 n,n理论实际n=49.18 =0.0164<0.0315 实n理论 9026221782717n(17)=38时 n,，，，，，，1430理实15032452006358 n,n理论实际n=38.103 =0.027<0.0315 实n理论 9017221782717n(18)=19时 n,，，，，，，1430理实15042452006358 19 n,n理论实际n=18.9815 =0.00974<0.0315 实n理论 3.3.4 拟定转速图 3.4 各轴转速和传动系统图的拟定 20 3.4.1 确定各轴转速 z,13nn,(1)主轴转速由= minj 18,,1,,,3,,n=19，1.315 =74.7r/min 取76r/min ? (2)各传动轴计算转速 ?轴n=150r/min ?轴n=390r/min ?轴n=785r/min ??? 3.4.2 拟定传动系统图 传动系统图 21 第四章 传动件的估算和验算 传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的先进行估算，如传动轴的直径，齿轮模数，带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸;然后按结构尺寸进行主要零件的验算，最后才能画出正式装配图。 有经验的设计师可以省略画草图这一中间步骤直接进行结构设计和验算。但对我们这些缺少设计经验的学生，先画草图可以避免大的反复，有利于设计的进行。 4.1 传动轴的直径估算 4.1.1 计算各轴传动的功率 NNk,,由公式 () kwdw 其中 : ——传动轴的输入功率 N N ——电机额定功率 d k——工作情况系统 w ,NN=，=3 0.96 =2.88Kw? d ,,,,，0.98，0.99，0.99,0.922NN 取 ?2.766kw ?=d 21 ,,,,，0.98，0.99,0.89 N= N 取 ? 2.67kw ?d32 4.1.2确定各轴最小直径 22 ,公式 : 4mm d,91n,,,J(1)转动轴?的直径 N——电机额定功率; d η——从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积; n——该传动轴的计算转速r/mi; 1 —每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2所示 [,] 表3.2 刚度要求 主 轴 一般 的传动轴 较低的传动轴 允许的扭转角 0.5—1 1—1.5 1.5—2 [,] ,,0.96对于一般的传动轴，取[,]=1, 11 ，N=3 0.96=2.88 Kw ,2.8844d,mm=91=22.4mm 91n,,,785，1J (2)?轴的直径 ,,,，0.98，0.99，0.99,0.922,n,390r/min取 21j2 ,2.76644d, 91mm=91=26.4mm n,,,390，1J (3)?轴的直径 ,,,，0.98，0.99,0.89,n,150r/min取 32j3 23 2.67,44mm=91=33.24mm d,91,,n,150，1J 当轴上有键槽时，d值应相应增大4,5%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见《机械设计手册》表7-12。?、?有键槽并且?、?、?因为要安装滑移齿轮所以都为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值:，d,26.4mm和，d,22.4mmd,33.24mm,,,,,因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按GBT1144,1987规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查《机械设计手册》p,的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格6,1,22 ,,，轴花键轴的规格，N，d，D，B为3，25，30，6N，d，D，B为3，28，35，8,,,轴花键轴的规格。 N，d，D，B为3，33，40，8 ?各轴间的中心距的确定: (z，z)m(36，22)，412d,,,116(mm); ,,,,22 (42，26)，4; d,,136(mm),,,,,,2 4.1.3键的选择、传动轴、键的校核 查《机械设计手册》表6-1选择轴,上的键，根据轴的直径，键d,17~22的尺寸选择，键的长度L取18。 键宽b，键高h取6，6 传动轴的校核 需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角;当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度(误差<%3)。 24 当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧d1 挤压验算。弯曲刚度验算;可采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集dd12 中载荷下的简支梁，其挠度和倾角 计算公式 六西格玛计算公式下载结构力学静力计算公式下载重复性计算公式下载六西格玛计算公式下载年假计算公式 见《金属切削机床设计》表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。 ??轴的校核:通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对?轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 33T,9.55，10，P/n,9.55，10，3，0.96/785,35N,m ,3F,2，T/d,2，35/(26，10),2692.3Nr 最大挠度: 22,F，b3l,4b，，,,max48EI 422,3,2692.3，400，3，440,4，400，10，，，，, 44，26,9,348，2.1，10，，10，，64 ,5,282.1，10mm 式中; 9 E,材料弹性模量;E,2.1，10MPa; 44,d3.14，264I,,,22420.4mm;6464 ,,y,0.03，4,0.12mm查《机械制造装备设计》表3-12许用挠度 ; ,,Y,y,所以合格。 B ??轴的校核同上。 键和轴的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查的许用挤压应力 ,取其中间值，。键的工作长度[,],100~120MPa[,],110MPapp l,L,b,18mm,6mm,12mm，键与轮榖键槽的接触高度 。由《机械设计》式(6-1)可得 k,0.5h,0.5，6mm,3mm 332T，102，64，10式中: ,,,MPa,101.587MPa,[,],110MPappkld3，12，35 25 T,传递的转矩,N,m; k,键与轮毂键槽的接触高度,k,0.5h,此处h为键的高度,mm l,键的工作长度，mm，圆头平键l,L,b,L为键的公称长度，mm,b为键的宽度，mm;d,键的直径，mm; [,],键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa,键《机械设计》表6,2;p 可见连接的挤压强度足够了，键的标记为: 键6，18GBT1096,2003 4.2齿轮模数及尺寸的确定 齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按 mmHF《金属切削机床设计》表7-17进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2,3种模数。 先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查《机械设计》表10-8齿轮精度选用7级精度，再由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45#，硬度为280HBS: 根据《金属切削机床设计》表7-17;有公式: ,KP，(1)m,?齿面接触疲劳强度: 160203H22,nz,,mjHP KP?齿轮弯曲疲劳强度: m,4303F,nz,mjFP ?、a变速组:分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数17的齿轮。 ,KP，(1)m, ?齿面接触疲劳强度: 160203H22,nz,,mjHP ,,其中: -公比 ; = 2; 26 ， P-齿轮传递的名义功率;P = 0.963=2.88KW; bm,5,10 -齿宽系数=; ,,mm ,,0.9, -齿轮许允接触应力，由《金属切削机床设计》,,HPHlimHPHlim图7-6按MQ线查取; n-计算齿轮计算转速; j K-载荷系数取1.2。 =650MPa， ,Hlim ,,650MPa，0.9,585MPa HP 1.2，2.88，33 ? m,16020,3.25mmH1228，17，2，585，785 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为4mm 。 KPm,430?齿轮弯曲疲劳强度: 3F,nz,mjFP ，其中: P-齿轮传递的名义功率;P = 0.963=2.88KW; bm,5,10 -齿宽系数=; ,,mm ,,1.4, -齿轮许允齿根应力，由《金属切削机床设,,FPFlimFPFlim -11按MQ线查取; 计》图7 n -计算齿轮计算转速; j K-载荷系数取1.2; ,,300MPa ， Flim ,,300MPa，1.4,420MPa? FP 1.2，2.883m,430,1.83mm? F18，785，17，420根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为2mm 。 m,mm,4?所以,2 H1F11 于是变速组a的齿轮模数取m = 4，b =20mm。 27 轴?上主动轮齿轮的直径: d,4，17,68mm;d,4，26,104mm;d,4，36,144mm 。 aaa312 轴?上三联从动轮齿轮的直径分别为: ''' d,4，42,168mm;d,4，32,124mm;d,4，22,88mma3a1a2 ?、b变速组:确定轴?上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数22的齿轮。 ? 齿面接触疲劳强度:(公式见a变速组) 其中: -公比 ; =2.82; ,, ， P-齿轮传递的名义功率;P = 0.9223=2.766KW; bm,5,10 -齿宽系数=; ,,mm ,,0.9, -齿轮许允接触应力，由《金属切削机床设计》,,HPHlimHPHlim图7-6按MQ线查取; n -计算齿轮计算转速; j K-载荷系数取1.2。 =650MPa， ,Hlim ,,650MPa，0.9,585MPa? HP 1.2，2.766，3.823 ?m,16020,3.29mm H2228，22，2.82，585，390 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为4mm 。 KPm? 齿轮弯曲疲劳强度:,430 3F,nz,mjFP ，-齿轮传递的名义功率;P =0.9223=2.766KW; 其中: P bm,5,10 ,-齿宽系数,=; mm ,,1.4, -齿轮许允齿根应力，由《金属切削机床设计》,,FPFlimFPFlim图7-11按MQ线查取; 28 n-计算齿轮计算转速; j K-载荷系数取1.2。 ,,300MPa， Flim ?,,300MPa，1.4,420MPa FP 1.2，2.7663m,430,2.09mm? F28，390，22，420 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。 m,m?所以 m,4mmH2F22 b = 20mm。 于是变速组b的齿轮模数取m = 4mm， 轴?上主动轮齿轮的直径: d,4，42,168mm;d,4，38,142mm;d,4，22,88mm bbb312 轴?上三联从动轮齿轮的直径分别为: '' d,4，26,104mm;d,4，30,120mm;d,4，45,200mmb1b2b3 **(3)、标准齿轮参数: ,,,,20h1c0.25度，，, 从《机械原理》表5-1查得以下公式 *齿顶圆直径 ; d=(z+2h)maa1 ,,齿根圆直径; d,(z,2h,2c)mf1a 分度圆直径 ; d=mz *齿顶高 ; h=hmaa **齿根高 h=(h+c)m; af 齿轮的具体值见下表: 29 齿轮尺寸表 (单位:mm) 齿轮 齿数 模数 分度圆直齿顶圆直齿根圆直齿顶高 齿根高 z m径d 径 径dhdh ffaamn ? 17 4 68 76 58 4 5 ? 26 4 104 120 94 4 5 ? 36 4 144 152 134 4 5 ? 42 4 168 176 158 4 5 ? 32 4 128 136 126 4 5 ? 22 4 88 96 78 4 5 ? 38 4 152 160 142 4 5 ? 26 4 104 120 94 4 5 ? 30 4 120 128 110 4 5 ? 45 4 180 188 170 4 5 4.3齿轮强度校核 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮6这两个齿轮。 KFY2tFs,,,,,,计算公式:?弯曲疲劳强度; FFbm KFu，1tZ? 接触疲劳强度 ,2.5,,,,,,HEHbdu1 4.3.1校核a组齿轮 KFY2tFs,,,,,,?弯曲疲劳强度;校核齿数为17的齿轮，确定各项参数 FFbm ?P,P，0.96,2.88kW,n=785r/min, , 664 T,9.55，10，P/n,9.55，10，2.88/785,3.5，10(N,mm)?确定动载系数K V dn，68，785,,? v,,,2.79m/s60，100060，1000 齿轮精度为7级，由《机械设计》查得载荷综合系数。 K,1.2?。 b,20mm 30 ?确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 ,,0.5d (5)查《机械设计》表 10-5 齿形系数及应力校正系数 Y,3.58; Fs(6)计算弯曲疲劳许用应力 由《机械设计》图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 ,,540MpFEa 《机械设计》图10-18查得 寿命系数,取疲劳强度安全系数S = 1.3 K,0.9N 0.9，540 [,],,374MpFa1.3 4,[]3742T2，3.5，10F,,104.47， F,,,1029.4(N)tY3.58d68Fs KFY1.2，1029.4，3.58tFs,,55.28,104.47 bm20，4 KFu，1tZ,,,,2.5,, ?接触疲劳强度HEH bdu1 ?载荷系数K的确定:查表得 K,1.2 Z,189.8?弹性影响系数的确定;查《机械设计》表10-6得 ZEE ,,670MPa,,,,0.9，670,603MPa?查《机械设计》图10-21(d)得， HlimH 1.2，1029.42.47，1,,2.5，189.8,,536MPa,603MPa H20，682.47 故齿轮1合适。 4.3.2 校核b组齿轮 KFY2tFs,,,,,,?弯曲疲劳强度;校核齿数为22的齿轮，确定各项参数 FFbm P,P，0.96，0.99，.098，.099,2.766kW?,n=390r/min, ,, 664 T,9.55，10，P/n,9.55，10，2.766/390,6.77，10N,mm dn，88，390,,?确定动载系数: v,,,1.796m/s60，100060，1000 齿轮精度为7级，由《机械设计》查得载荷综合系数 K,1.2 31 ? b,20mm (4)查《机械设计》表 10-5齿形系数及应力校正系数 Y,3.6 Fs(5)计算弯曲疲劳许用应力 由《机械设计》图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 ,,540MpFEa《机械设计》图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系数S = 1.3 K,0.9N 0.9，540 [,],,374MpFa1.3 [,]374F,,103.89， Y3.6Fs KFY1.2，1538,6，3.6tFs,,83.08,103.89 bm20，4 KFu，1t?接触疲劳强度Z ,,,,2.5,,,HEHbdu1 u=45/22=2; ?、载荷系数K的确定: K,1.2 Z,189.8?、弹性影响系数的确定;查《机械设计》表10-6得 ZEE ,,670MPa,,,,0.9，670,603MPa?、查《机械设计》图10-21(d)得， HlimH 1.2，1538.62，1,,2.5，189.8,,595.22MPa,603MPa H20，882 故齿轮7合适。 第五章 各部件结构设计 设计变速箱的结构包括传动件(传动轴，轴承，带轮，齿轮等)，轴承组件， 操纵机构，润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置。 32 5.1 皮带轮及齿轮块设计 5.1.1 皮带及皮带轮的设计 (1)皮带选用A型号三角带传动，设计长度为1250mm。 (2)带轮将动力传动?轴上有两种类形一种是不卸载的轴端结构，另一种是卸载的轴端结构，即带轮装在轴承上轴承装在滚筒上，传给轴的只承受扭矩，径向力由固定在箱体上的滚筒承受，避免了第一轴产生弯曲变形，选用卸载的带轮传动。 5.1.2 齿轮及齿轮块设计 齿轮都是花键齿轮，固定齿轮的径向固定用花键实现。 圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，齿轮的轴向定位是隔套定位。用隔套将各传动件在轴向固定装配方便，有利于轴的刚度。 5.2 轴承的选择及箱体设计 5.2.1 各轴承的选择 车床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，因此球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用G级精度。 第?轴和第?轴主要承受径向载荷，所以选用深沟球轴承。 ?轴主要承受径向载荷和轴向载荷，深沟球球轴承主要承受径向载荷，也可承受一定的双向轴向载荷，所以适用。 33 5.2.2 主轴及箱体设计 我们所选用的是阶梯型轴，因为阶梯型主轴容易安装轴承组件，又因轴是棒料，所以是实心。 箱体材料HT200,400，箱体结构为长方形的，内有凸台，箱体是用铸造工艺铸造。 5.3 密封结构及润滑 所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈，毛毡等。 箱体润滑方式是飞溅润滑适用于润滑点比较集中的地方，这种润滑比较方便。 为了获的良好的润滑效果，深入油面深度以12,25mm为宜，溅油齿轮浸入 ,深度不应大于2,3倍齿高溅油件外缘至池深度H30,60mm如图: 34 第六章轴承组件的验算 在设计轴承组件时，要对轴承组件进行验算，对一般的车床全部轴主要进行 刚度验算，通常如果能满足刚度要求也就能满足强度要求。 6.1轴承的校核 1) 轴承的疲劳寿命验算 ,610C,,，，L,,Th,, h60nP,, L—额定寿命 (h) —额定动载荷(N) —动载荷(N) CChjT—球轴承的许用寿命(h)，一般取10000,15000(h) —寿命指数，对球轴承 =3 ，对滚子轴承=10/3 ,,, —轴承的计算转数 r/min n K —动载荷系数 P—当量动负荷(N) P 校验第?轴上的轴承 T=10000h 查轴承样本可知，6204轴承的基本额定动载荷 =12800N =785 r/min nC,,3j K,1.2K(XR，YA) P=,1592N PP ,610C,,L,,, h60nP,, 35 312800,,21.23 = ,,1592,, ,10000 =11034,T(h) 符合要求。 校验第?轴上的轴承 T=10000h 查轴承样本可知，6204轴承的基本额定动载荷 =12800N =390 r/min nC,,3jK,1.2K(XR，YA) P=,2010.3N PP ,610C,,L,,, h60nP,, 312800,,42.7 = ,,3010.3,, =11022.37,,10000 T(h) 符合要求。 校验第?轴上的轴承 T=10000h 查轴承样本可知，6204轴承的基本额定动载荷 =12800N =150 r/min nC,,3jK,1.2K(XR，YA) P=,2719.8N PP ,610C,,L,,, h60nP,, 36 312800,, =111.11 ,,2719.8,, ,10000 =11581.7,T(h) 符合要求。 6.2 箱体设计 在箱体内要装有各种机构，并保证其较准确的箱体位置，以便能够正确运转。同时也要保证箱体的密封防止润滑的外流和灰尘的侵入，箱体应用足够的强度和刚度说明。 1.箱体材料的壁厚(放轴承处的壁厚和其它位置的壁厚) 箱体材料一般工程用HT200,400 壁厚 a.放轴承处壁厚35mm b.其他地方壁厚15mm 2.箱体的技术要求: 保证传动件正常运转和机床加工精度，基准面平直，基准面应保持平行，同轴线的孔要同心，另处应保证安装在箱体内零件与箱壁不加工面之间有足够间隙，以防相碰。 37 第七章 总结 大学两年就会在这最后的毕业设计总结划上一个圆满的句号。我曾经以为时间是一个不快不慢的东西,但现在我感到时间过的是多么的飞快,两年了,感觉就在一眨眼之间结束了我的大学生涯.毕业,最重要的一个过程,最能把理论知识运用到实践当中的过程就数毕业设计了。这也是我们从一个学生走向社会的一个转折。另一个生命历程的开始。毕业设计的两个月,我学到了很多,也成熟了很多。 我觉得能够在这次的毕业设计中学到很多的东西，以往不注意的细节，在这一次中是必须让自己去注意的。也是我这两年来所学到知识的一个体现。 经过大学两年艰苦学习，我们顺利的完成了机械设计制造及自动化专业所学的全部课程，初步已具备了一个机械工程技术人员所具备的基本知识和技能，今后还需要进一步在实践中不断地探索与积累。 这次毕业设计是对我们更全面更综合的考核是一次综合的训练,我的毕业设计题目是普通车床变速箱的设计，并且通过毕业设计学到了很多知识，收获很大。 经过设计，分析得出了以下结论: (1) 进行了传动设计 (2) 对传动件进行了估算和验算 (3) 对各部件进行行了结构设计 (4) 对轴承组件进行了验算 这次毕业设计为我们走向工作岗位尊定了基础。 38 参考文献 [1]机械产品目录编委会.机械产品目录,北京:机械工业出版社，2006. [2]朱龙根.机械设计.北京:机械工业出版社,2006. [3]机械设计手册编委会.机械设计手册单行本减速器和变速器,北京.机械工业出版社,2007 [4]朱龙根.简明机械零件设计手册,北京:机械工业出版社,2006 [5]J M Huang,K M Liew,C H Wong,S Rajendran,M J Tan,A Q Liu,Mec- hnical design and optimization of capactive micromachined switch.Sensors and Actuators A,93(2001):273-285 [6] 机械产品目录编委会 机械产品目录。北京:机械工业出版社，1996 [7] 机械设计手册联合编写组 机械设计手册 北京:化工工业出版社,1987. [8] Chien Hsing Li，Hong Shun Chiou，ChinghHa Hung，et a1(Integra— tion of finite element analysis and optimum design on gear systems [9](Finite elementsin analysisand design，2002(38):179—192( [10] 余伟炜，高炳军(ANSYS在机械与化工装备中的应用[M](北京:中国水利水电出版社，2OO6( [11] 戴曙主编. 《金属切削机床 》 北京:机械工业出版社, 2005.1. [12]隋秀凛，高安邦. 使用机床设计手册.北京:机械工业出版社,2010. [13]吴拓. 机械原理与机床课程设计.北京:机械工业出版社,2010. [14] 上海纺织工学院哈尔滨工业大学天津大学主编. 机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,2010. [15] 陈易新编. 《金属切削机床课程设计指导书 》 北京:机械工业出版社， 1993. [16]方键主编. 《结构设计 》 北京:化学工业出版社，2006 39 致 谢 本论文是在刘鹄然老师精心指导和大力支持下完成的。刘老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从撰写开题报告到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计等整个过程中都给予了我悉心的指导。在此对刘老师表示衷心的感谢，谢谢他4个月以来的孜孜教诲。 其次我要感谢我的室友和几位好友，他们帮助我克服了许多困难来完成此次毕业设计。每当我思路受阻时，他们便会出现在我身旁鼓励我，帮我解决遇到的困难，没有他们此次设计就难以完成。 最后感谢母校对我的悉心培养，及各位老师所传授的专业知识，这些知识将帮助我克服以后工作中遇到的各种困难。 40