iC616 主軸箱的設計前 言制造業(yè)是我國國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，其增加值約占我國國內(nèi)生產(chǎn)總值的 40%以上，而先進的制造技術室振興制造業(yè)系統(tǒng)工程的重要組成部分。21 世紀時科學計數(shù)突飛猛進、不斷取得新突破的世紀，它是機床技術全面發(fā)展的時代。機床代表一個民族制造工業(yè)現(xiàn)代化的水平，隨著現(xiàn)代化科學技術的迅速發(fā)展，制造技術和自動化水平的高低已成為衡量一個國家或地區(qū)經(jīng)濟發(fā)展水平的重要標志。車床是目前使用最廣泛的機床之一。車床主要用于加工軸類等回轉(zhuǎn)體零件。通過數(shù)控加工程序的運行，可自動完成內(nèi)外圓柱面、圓錐面、成型表面、螺紋和斷面等工序的切削加工，并能進行車槽、鉆孔、擴孔、鉸孔等動作。能夠在一次裝夾過程中完成更多的加工工序，提高加工進度和生產(chǎn)效率，特別適合于復雜形狀回轉(zhuǎn)類零件的加工。機床是制造工業(yè)的基本生產(chǎn)設備，機床工業(yè)是我國國計民生，國防建設的基礎工業(yè)和戰(zhàn)略性產(chǎn)業(yè)，在世界范圍內(nèi)備受各方密切關注。我國機床工業(yè)在國家正確方針政策指引下。經(jīng)歷經(jīng)濟恢復時期及“十五”計劃階段，特別是改革開放 20年來的艱巨努力，建立起較大規(guī)模，較完整的體系，奠定了有力的技術基礎，具備相當?shù)母偁帉嵙?。增加機床加工精度，提高機床加工效率。變速箱中包括的機構大致有：作為傳動鏈連接用的定比傳動副，變速機構，操縱機構和潤滑裝置。而操縱機構的選擇和設計對車床的構造和性能的發(fā)揮有著直接影響。機床設計，是設計人員根據(jù)使用部門的要求和制造部門的可能，運用有關科學技術知識，所進行的創(chuàng)造性的勞動。機床工業(yè)是機器制造業(yè)的重要部門，擔負著為農(nóng)業(yè)，工業(yè)，科學技術和國防現(xiàn)代化提供技術裝備的任務，在整個國民經(jīng)濟中占有重要地位。一個國家機床工業(yè)的技術水平，機床的擁有量和現(xiàn)代化程度是這個國家工業(yè)生產(chǎn)能力和技術水平的重要標志之一。希望可以通過對 C616普通車床變速箱及操作機構的設計，來進一步提高專業(yè)和理論知識水平，提高解決實際問題能力。ii摘 要普通中型車床主軸箱設計，主要包括三方面的設計，即：根據(jù)設計題目所給定的機床用途、規(guī)格、主軸極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比或級數(shù)，確定其他有關運動參數(shù)，選定主軸各級轉(zhuǎn)速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結構式或結構網(wǎng)，擬定轉(zhuǎn)速圖；確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。其次，根據(jù)機床類型和電動機功率，確定主軸及各傳動件的計算轉(zhuǎn)速，初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù)，確定傳動帶型號及根數(shù)，摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強度或壽命。最后，完成運動設計和動力設計后，要將主傳動方案“結構化” ，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計?！娟P鍵詞】車床、主軸箱、變速系統(tǒng)、主軸組件。iiiAbstractOrdinary medium-sized lathe headstock design, including the three aspects of the design, namely: According to a design by the use of a given machine, specifications, spindle speed limit, speed series of common ratio or series, to determine other relevant motion parameters, the selected axis of the grade speed value; through analysis and comparison, select the drive scheme; proposed structure or structure network, development of speed diagram; determine gear and pulley diameter; drawing transmission system map. Secondly, according to machine type and motor power, and the transmission parts to determine the calculation of the spindle speed, an initial diameter of shaft, gear module to determine the belt type and root number, size and number of friction plate; Assembly Draft Checking transmission parts after completion of (shaft, spindle, gear, bearing) stiffness, strength or life. Finally, the complete design and dynamic design exercise, the main transmission scheme to the “structural“, the design of spindle gearbox assembly drawing and part drawings, focusing on the drive shaft assembly, spindle assembly, transmission organizations, box, lubrication and sealing , drive shaft and the sliding gear with the design. Key words ：lathe, the spindle box, transmission, shaft components. iv目 錄前 言 .i摘 要 ii第一篇 機床的參數(shù) 1第一章 機床主要技術參數(shù) 1第一節(jié) 尺寸參數(shù) 1第二節(jié) 運動參數(shù) 1第三節(jié) 動力參數(shù) 2第二章 結構方案確定 2第二篇 機床運動的設計 2第三章 主傳動系統(tǒng)運動設計 3第一節(jié) 結構式的擬訂 3第二節(jié) 分配降速比 3第三節(jié) 結構網(wǎng)的擬定 4第四章 齒輪齒數(shù)的確定 5第一節(jié) 確定齒輪齒數(shù) 6第二節(jié) 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 7第三節(jié) 繪制傳動系統(tǒng)圖 8第三篇 機床動力的設計 8第五章 傳動件參數(shù)估算 9第一節(jié) 確定傳動件計算轉(zhuǎn)速 9第二節(jié) 估算主軸支承軸頸直徑 9第三節(jié) 估算傳動軸直徑 9第四節(jié) 軸的校核 12第五節(jié) 鍵的選擇與校核 14第六節(jié) 花鍵的校核 15第七節(jié) 齒輪模數(shù)的確定和校核 15第八節(jié) 齒輪的校核 23第九節(jié) 軸承的選用與校核 28第六章 帶輪設計 30v第一節(jié) 型號的選擇 30第二節(jié) 帶輪節(jié)圓直徑的選擇 30第三節(jié) 帶速的驗算 31第四節(jié) 確定帶的參數(shù) 31第七章 離合器的確定 32第一節(jié) 確定摩擦片的徑向尺寸 33第二節(jié) 確定摩擦片的數(shù)目 34第八章 換向與制動機構設計 35第四篇 機床結構的設計 36第九章 主運動傳動軸系 36第十章 變速機 37第十一章 主軸組件 37第一節(jié) 主軸材料和熱處理 37第二節(jié) 主軸軸承 38第三節(jié) 主軸與齒輪的連接 39第四節(jié) 主軸組件設計 40第五節(jié) 支撐跨距 L.40第六節(jié) 主軸最佳跨距 的確定 .410第七節(jié) 主軸剛度驗算 43第八節(jié) 主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗算 44第九節(jié) 主軸前端位移的驗算 45第十二章 主軸變速箱 47第十三章 展開圖及其布置 47第十四章 潤滑與密封 48第十五章 其他問題 49參考文獻 50總 結 51外文資料 52外文翻譯 58致 謝 601第一篇 機床的參數(shù)第一章 機床主要技術參數(shù)普通機床的規(guī)格和類型有系列型號作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體。機床的主要技術參數(shù)包括尺寸參數(shù)，運動參數(shù)及動力參數(shù)。第一節(jié) 尺寸參數(shù)床身上最大回轉(zhuǎn)直徑： 320mm刀架上的最大回轉(zhuǎn)直徑： 200mm主軸通孔直徑： 30mm主軸前錐孔： 莫式 5號最大加工工件長度： 1000mm第二節(jié) 運動參數(shù)根據(jù)工況，確定主軸最高轉(zhuǎn)速有采用 YT15硬質(zhì)合金刀車削碳鋼工件獲得，主軸最低轉(zhuǎn)速有采用 W16Cr4V高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。機床的最高轉(zhuǎn)速為 1400r/min，公比 取 1.41，轉(zhuǎn)速級數(shù) Z=12。?正轉(zhuǎn)各級轉(zhuǎn)速如下：n1 =31.5r/min n2 =45r/min n3 =63r/min n4 =90r/min n5 =125r/min n6 =180r/min n7 =250r/min n8 =355r/minn9 =500r/min n10 =710r/min n11 =1000r/min n12 =1400r/min．2第三節(jié) 動力參數(shù)電動機功率 4KW ， n 電 =1450r/min。電動機的選定：一般金屬切削機床的驅(qū)動，如無特殊性能要求，多采用 Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。Y 系列電動機高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。根據(jù)機床所需功率選擇 Y112M-4，其同步轉(zhuǎn)速為 1450r/min。第二章 結構方案確定a) 主軸傳動系統(tǒng)采用 V帶、齒輪傳動；b) 傳動形式采用集中式傳動；c) 主軸換向制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器；d) 變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。e) 主軸的變速由變速手柄完成。第二篇 機床運動的設計根據(jù)給定的機床的用途、規(guī)格、極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比，通過分析比較擬定傳動的結構方案（包括結構式、轉(zhuǎn)速圖）和傳動系統(tǒng)圖，確定傳動副的傳動比及齒輪的齒數(shù)，計算主軸的實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速的相對誤差。3第三章 主傳動系統(tǒng)運動設計第一節(jié) 結構式的擬訂一、12 級轉(zhuǎn)速變速系統(tǒng)的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在Ⅰ軸裝有雙向磨擦片式離合器，軸向尺寸較長，為便于結構緊湊，第一變速組采用雙聯(lián)齒輪不按前多后少的原則。為減少軸向尺寸，第一變速組的變速副數(shù)不能多，以 2為宜。根據(jù)以上的原則：可選擇以下兩種傳動結構：12=2×3×2 12=2×2×3 二、按傳動順序與擴大順序相一致的原則，變速組擴大順序有以下兩種：（1） （2） 6213?? 4213??84.)(6?R 864.)3(??R三、主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個變速組的變速副數(shù)常選用 2。又因為第二組最后擴大組變速范圍超過極限值，所以最終確定結構式為：6213??第二節(jié) 分配降速比該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組，其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應“前慢后快”的原則及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。U= = 1/1.4111nmiax4= 1?3314?第三節(jié) 結構網(wǎng)的擬定正轉(zhuǎn)圖：31.545639012518025035550071010001400單 位 ： r/min電 動 機 I II III IV1450r/min反轉(zhuǎn)圖：531.5 63 1252505001000單 位 ： r/min電 動 機 I II III IV1450r/minII′45901803557101400第四章 齒輪齒數(shù)的確定齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素：1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；2） 移動滑移齒輪的方法；3） 齒輪精度和加工方法；變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大 6dB。工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用 7—6—6，6圓周速度很低的，才選 8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選 6—5—5。當精度從 7—6—6提高到 6—5—5時，制造費用將顯著提高。不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的 7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于 7，或者淬火后在衍齒。6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到 6級。機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火?；讫X輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠。滑移齒輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調(diào)整確定。第一節(jié) 確定齒輪齒數(shù)從機械制造裝備設計書中查表 3-9的基本組的傳動比為：Ua1=1 Sz=……, 48，58，60，68，70, 72…… Ua2=1.41 Sz=……, 48，58，60，68，70, 72……取 Sz=70,兩個傳動副的主動齒輪齒數(shù)分別為 35、29。則可算出兩個傳動副的齒輪齒數(shù)比分別為 Ua1=35/35，U a2=29/41 。第一擴大組的傳動比為： Ub1=1.41 Sz=……67,68,70,72,73,75.……,Ub2=1.41 Sz=……67,68,70,72,73,75……,Ub3=2.82 Sz=……68,69,72,73,76,77…7取 Sz=72,三個傳動副的主動齒輪齒數(shù)分別為 42、30、19.則可算出三個傳動副的齒輪齒數(shù)比分別為：Ua1=42/30，U a2=30/42， U a3=19/53第二擴大組的傳動比為： Uc1=2 Sz=……,86,87,89,90,92,……,Uc2=3.98 Sz=……,86,89,90,91,94,……,取 Sz=90,一個傳動副的主動齒輪齒數(shù)分別為 60、18。則可算出三個傳動副的齒輪齒數(shù)比分別為：Uc1=60/30，U c2=18/72。傳動過程中，會采用三聯(lián)滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應大于 4，上述所選齒輪的齒數(shù)符合設計要求。變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組齒數(shù)和 70 72 90齒輪 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 z14齒數(shù) 35 35 29 41 42 30 30 42 19 53 60 30 18 72第二節(jié) 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算：n = nE u1 u2 u3d式中 ：u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比。d1 d2分別表示帶輪的直徑。nE 為電機轉(zhuǎn)速。轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示：n = | |≤10（ -1）% = 4.1%A''??其中：8主軸標準轉(zhuǎn)速'n轉(zhuǎn)速誤差表主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6標準轉(zhuǎn)速 31.5 45 63 90 125 180實際轉(zhuǎn)速 31.06 44.98 63.39 89.63 124.25 175.67轉(zhuǎn)速誤差% 1.4 0.04 0.6 0.4 0.6 2.4主軸轉(zhuǎn)速 n7 n8 n9 n10 n11 n12標準轉(zhuǎn)速 250 355 500 710 1000 1400實際轉(zhuǎn)速 254.55 359.87 507.17 717.03 994.04 1405.39轉(zhuǎn)速誤差% 0.18 1.4 1.4 0.99 0.59 0.39轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。第三節(jié) 繪制傳動系統(tǒng)圖91 32 4685.5kw1440/min2659035352941195342303042ⅠⅡⅢⅥⅡ ′ 3030187230165710 1314121160 915第三篇 機床動力的設計根據(jù)給定的電動機的功率和傳動件的計算轉(zhuǎn)速，初算傳動軸直徑、齒輪模數(shù)；確定皮帶型號以及根數(shù)、摩擦片式離合器的尺寸和摩擦片數(shù)及制動器尺寸。完成裝配圖草圖后，要驗算傳動件（軸、齒輪、軸承）的應力；變形或者壽命是否在允許范圍內(nèi)，還要驗算主軸組件的靜剛度。10第五章 傳動件參數(shù)估算第一節(jié) 確定傳動件計算轉(zhuǎn)速一、 主軸：主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即nj =90r/min；二、 各傳動軸： 軸Ⅲ可從主軸為 90r/min按 72/18的傳動副找上去，似應為 355r/min。但是由于軸Ⅲ上的最低轉(zhuǎn)速 125r/min經(jīng)傳動組 C可使主軸得到 31.5r/min和 250r/min兩種轉(zhuǎn)速。250r/min 要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速應為 125r/min；軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副 B推上去，得 355r/min；軸 I的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副 A推上去，得 500r/min。三、 各齒輪：傳動組 C中，18/72 只需計算 z =18 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 355r/min；傳動組 B中應計算 z =19的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 355r/min。傳動組 A中應計算 z = 29的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 500r/min。第二節(jié) 估算主軸支承軸頸直徑參考《金屬切削機床課程設計指導書》表 2，取通用機床鋼質(zhì)主軸前軸頸直徑D1 = 85mm，后軸頸直徑 D2 = （0.7～0.85）D 1，取 D2 = 55 mm，主軸內(nèi)孔直徑 d = 0.1 Dmax ±10 mm ，其中 Dmax為最大加工直徑。取 d = 30mm。第三節(jié) 估算傳動軸直徑機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。11首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸?；ㄦI軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑 為 65～85 。刀Dm機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設計時應盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于 5～10 ，以免加工時孔變形。m花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑。一般傳動軸上軸承選用 級精度。G傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉(zhuǎn)動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要?；剞D(zhuǎn)的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意：121） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。2） 軸承的間隙是否需要調(diào)整。3） 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。4） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5） 加工和裝配的工藝性等。傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。一、按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑：，??mnPdj491??式中：d —— 傳動軸直徑（mm） ；N —— 該軸傳遞功率（KW） ；——該軸計算轉(zhuǎn)速（ r/min） ；jn[ ]—— 該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角?這些軸都是一般傳動軸，?。篬 ]=10/m。a)、Ⅰ軸的直徑：取 11.96,5/minjnr????440.962.31jd????b)、Ⅱ軸的直徑：取 21 20.98.90.,5/minjnr???13??440.9291.5351jdmn??????c)、Ⅲ軸的直徑：取 3230.89.,2/injnr???440817.15jdmn??????當軸上有鍵槽時，d 值應相應增大 4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的 d值減小 7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d 需乘以計算系數(shù) b。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值： ， 軸采用28dm???光軸， 軸和 軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度??高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按 規(guī)定，矩形花19874?TGB鍵的定心方式為小徑定心。查矩形花鍵的基本尺寸系列， 軸花鍵軸的規(guī)格?； 軸花鍵軸的規(guī)格836427NdDB??為 2837NdDB??為 6。為二、各軸間的中心距的確定：；(35)1052dm??????；48?；(6)3V??第四節(jié) 軸的校核按照抗彎剛度驗算軸的直徑需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差%3）.當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑 進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓1d14驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑 或當量直徑 。一般將軸化為集1d2d中載荷下的簡支梁，根據(jù)撓度或者傾角計算公式分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度或者傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。一、Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 6639.510/9.5104.9/5073.42/73(8)8rTPnNmFd???????最大撓度： ????2max 42234948163761084.01.275blEI????????9444.10;32856.;6EEMPadII m????式 中 ；材 料 彈 性 模 量 ；軸 的 ；查表得：許用撓度為 ??(0.1~.3)0.~.9y???。所 以 合 格,YB?二 、Ⅱ軸的校核：通過受力分析，在二軸的五對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對二軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 6639.510/9.5104.92/5.2/2()7rTPnNmFd???????最大撓度：15????2max 422349348157061034FblEI????????查表得：許用撓度為 ??(0.1~.3)0.~.9ym??所 以 合 格,YB?三、 Ⅲ軸的校核：通過受力分析，在二軸的五對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對二軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 6639.510/9.5104.92/5.2/2()7rTPnNmFd???????最大撓度： ????2max 422349348157061034blEI????????查表得許用撓度為 ??(0.1~.)0.3~.9ym???。??所 以 合 格,yYB?第五節(jié) 鍵的選擇與校核一、鍵的選擇選擇軸 上的鍵，根據(jù)軸的直徑 ，鍵的尺寸選擇 ，? 30~2?d 78?取鍵 高鍵 寬 hb鍵的長度 L取 22。二、鍵的校核鍵和軸的材料都是鋼，查表的許用擠壓應力 ,取其中間值，MPap120~][??。鍵的工作長度 ，鍵與輪榖鍵槽的接MPap10][?? mbLl 682??16觸高度 ?？傻胢hk5.37.05.??? MPaPaMldT pp 10][3.10216.823 ????式 中 ： ；】 表鍵 【，弱 材 料 的 許 用 擠 壓 應 力鍵 、 軸 、 輪 轂 三 者 中 最；鍵 的 直 徑 ， ；為 鍵 的 寬 度 ，為 鍵 的 公 稱 長 度 ，， 圓 頭 平 鍵鍵 的 工 作 長 度 ， 為 鍵 的 高 度此 處度鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 264,][ ,,,5.0,;,p ?????? MPamd mbmLbll hkkN?可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 20319680??TGB鍵第六節(jié) 花鍵的校核驗算花鍵鍵側壓應力花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為：≤[ ] [MPa]??lzdDTjy)(82max??jy?式中：——花鍵傳遞的最大扭矩；maxD、d —— 花鍵的外徑和內(nèi)徑；z —— 花鍵的齒數(shù)；—— 載荷分布不均勻系數(shù)，通常取為 0.75。?使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核，結果符合設計要求。第七節(jié) 齒輪模數(shù)的確定和校核齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件，進行估算模數(shù) 和 ，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)HmF內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過 2～3 種模數(shù)。先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查表齒輪17精度選用 7級精度，選擇小齒輪材料為 40C (調(diào)質(zhì))，硬度為 280HBS。r根據(jù)下列公式：① 齒面接觸疲勞強度： 32)1(1602???HPjmHznK??②齒輪彎曲疲勞強度： 340FPjmFzn?一、a 變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù) 29的齒輪。a)、齒面接觸疲勞強度： 32)1(1602???HPjmHznK??其中: -公比 ； = 1.41；?P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.96 4=3.84KW；?-齒寬系數(shù) = ；m?m105??b-齒輪許允接觸應力 ；HP?lim9.HP?按 MQ線查取 ;li-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;jnK-載荷系數(shù)取 1.2。=650MPa，limH?31221.84.160.8950H m???將齒輪模數(shù)圓整為 3mm 。b)、齒輪彎曲疲勞強度： 340FPjmFznK???其中: 18P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.96 3.84=3.68KW；?-齒寬系數(shù) = ；m?m105??b-齒輪許允齒根應力 ；FP?lim4.FP?按 MQ線查??；li-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; jnK-載荷系數(shù)取 1.2。，MPaF30lim??∴ aP420.1?∴ 316841.795F m??將齒輪模數(shù)圓整為 2mm ?！?； 1FHm?所以 。3?于是變速組 a的齒輪模數(shù)取：m = 3mm。軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑：12329873510aaddm????；軸Ⅱ上從動輪齒輪的直徑分別為：' '12504aam；二、b 變速組：確定軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù) 19的齒輪。a)、齒面接觸疲勞強度： 32)1(1602???HPjmHznK??其中: -公比 ； =2.78；?P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.922 3.84=3.54KW；?-齒寬系數(shù) = ；m?m105??b-齒輪許允接觸應力 ；HP?lim9.HP?19按 MQ線查取 ;limH?-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;jnK-載荷系數(shù)取 1.2。=800MPa，limH?∴ 80.9720PMaPa???∴ 1.1.42AvFHK???將齒輪模數(shù)圓整為 3mm 。b)、齒輪彎曲疲勞強度： 340FPjmFznK???其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.922 3.84=3.54KW；?-齒寬系數(shù) = ；m?m105??b-齒輪許允齒根應力 ；FP?lim4.FP?按 MQ線查??；li-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; jnK-載荷系數(shù)取 1.2。，MPaF30lim??∴ P42.1?∴ 3254.390F m??將齒輪模數(shù)圓整為 3mm ?！?所以2HFm?2于是變速組 b的齒輪模數(shù)?。簃 = 3mm軸Ⅱ上主動輪齒輪的直徑：1233957309;4216bbbddmdm??????；20軸Ⅲ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：。' ' '12330935194216bbbdmdmdm??????； ；三、c 變速組：確定軸Ⅲ上齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù) 18的齒輪。a)、齒面接觸疲勞強度： 32)1(1602???HPjmHznK??其中: -公比 ； =4；?P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.89 3.54=3.15KW；?-齒寬系數(shù) = ；m?m105??b-齒輪許允接觸應力 ；HP?lim9.HP?按 MQ線查取 ;li-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;jnK-載荷系數(shù)取 1.2。=900MPa，limH?∴ 90.810PMaPa???∴ 3122.56.9543H m???將齒輪模數(shù)圓整為 3mm 。b)、齒輪彎曲疲勞強度： 340FPjmFznK???其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = P = 0.89 3.54=3.15KW；?-齒寬系數(shù) = ；mm105??b-齒輪許允齒根應力 ；FP?lim4.FP?按 MQ線查?。籰i21-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; jnK-載荷系數(shù)取 1.2。，lim40FMPa??∴ 1.560P?∴ 3222.8F m??齒輪模數(shù)為 2mm 。∵ 所以2HFm?3于是變速組 c的齒輪模數(shù)?。簃 = 3mm軸Ⅲ上主動輪齒輪的直徑：；12360831854c cddm????；主軸上從動輪齒輪的直徑分別為：。' '12976c c；4、齒輪參數(shù)的確定由以下公式：齒頂圓直徑 ； mhzdaa)+(=*1齒根圓直徑 ；cf 2???分度圓直徑 ；z齒頂高 ；ha*=齒根高 ； mcf)+(標準齒輪： **201c0.25???度 ， ，可得齒輪的具體參數(shù)見下表：（單位：mm）22齒輪齒數(shù)z模數(shù) nm分度圓直徑 d齒頂圓直徑 a齒根圓直徑 fd齒頂高 ah齒根高 f⒈ 35 3 105 111 97.5 3 3.75⒉ 29 3 87 93 79.5 3 3.75⒊ 35 3 105 111 97.5 3 3.75⒋ 41 3 123 129 115.5 3 3.75⒌ 19 3 57 63 49.5 3 3.75⒍ 30 3 90 96 82.5 3 3.75⒎ 42 3 126 132 118.5 3 3.75⒏ 30 3 90 96 82.5 3 3.75⒐ 53 3 159 165 151.5 3 3.75⒑ 42 3 126 132 118.5 3 3.75⒒ 60 3 180 186 172.5 3 3.75⒓ 18 3 54 60 46.5 3 3.75⒔ 30 3 90 96 82.5 3 3.75⒕ 72 3 216 222 208.5 3 3.75五、齒寬的確定：23按照公式 ，選取小齒輪的齒寬，大齒輪的齒寬比小齒輪小 5-10mm。mbd???此處取 =0.35.齒 數(shù) 分度圓直徑 齒 寬35 105 36.7529 87 30.4535 105 3641 123 25.4519 57 18.930 90 31.542 126 26.530 90 31.553 159 13.942 126 26.560 180 2718 54 4830 90 3272 216 43六、齒輪 14結構尺寸計算242o1250.6;.();05.3asndmDdcb?????1時 ，則： 124;896.5;31oDmbd?第八節(jié) 齒輪的校核在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪 2，齒輪 5，齒輪 12這三個齒輪。齒輪強度校核：計算公式：① 彎曲疲勞強度：;??FSaFtbmYK????②接觸疲勞強度： ??HtEHubdZ??15.2一、校核 a變速組齒輪a)、彎曲疲勞強度 ；校核齒數(shù)為 28的齒輪，確定各項參??FSaFtFbmYK????數(shù)⑴、 ,n=500r/min,0.963.84PkW??6 551/.5103.84/50.731TnNm??????⑵、確定動載系數(shù) VK25∵ 87502.3/601dnvms????齒輪精度為 7級，查得動載系數(shù) 。由【4】 使用系數(shù)。08.1vK0.1?AK⑶、 。3.45bm⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) .?d?查表得：非對稱齒向載荷分配系數(shù) ；417.?HK,/30.45/(2.).6bh???得 71?FK⑸、確定齒間載荷分配系數(shù): 由表查得：使用 ，0.1?A由表查得：齒間載荷分配系數(shù) 1??FHK⑹、確定載荷系數(shù): 37208.????FvAK⑺、 查表得齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)；5.2FaY61.Sa⑻、計算彎曲疲勞許用應力查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限：。 aFEMp540??查得壽命系數(shù)：,9.NK取疲勞強度安全系數(shù)：S = 1.3aFMp374.1509][???，1.6.2SaFY