毕业论文-DF12型手扶拖拉机变速驱动系统设计-文档精品

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 本本 科科 毕毕 业业 设计设计 题目：题目：DF12 型手扶拖拉机变速驱动系统设计型手扶拖拉机变速驱动系统设计 学学 院院： 姓姓 名：名： 学学 号：号： 专专 业：业： 机械设计制造及其自动化 年年 级：级： 指导教师：指导教师： 1 摘 要 随着变型运输拖拉机和农用运输车的发展， 原来依靠农村运输业发展起来的 小四轮拖拉机逐步转向田间地头。然而，目前小四轮拖拉机田间作业能力差，又 没有很多配套的农业机械，农忙季节短，致使大量小四轮拖拉机一年中作业时间 短，被迫长期闲置着。这影响了农村专业户的作业效益，也造成了不应该有的资 源浪费。针对这些情况，我们在原有小四轮拖拉机的基础上稍微作些改动，使它 的功能延伸。譬如可在原来小四轮拖拉机的基础上，改变座位、方向盘、离合、 油门、刹车的方位，把拖拉机变成倒开式，在变速箱后安装挖掘装置、铲运装置 或装载装置而成。 本次毕业设计是对机械专业学生在毕业前的一次全面训练， 目的在于巩固和 扩大学生在校期间所学的基础知识和专业知识， 训练学生综合运用所学知识分析 和解决问题的能力。是培养、锻炼学生独立工作能力和创新精神之最佳手段。毕 业设计要求每个学生在工作过程中，要独立思考，刻苦钻研，有所创造的分析、 解决技术问题。通过毕业设计，使学生掌握改造方案的拟定、比较、分析及进行 必要的计算。 关键字：齿轮 操纵机构 轴 轴承 锁定机构 2 DESING of a CERTAIN TYPE of TRACTOR GEARBOX With variant transport tractors and agricultural the development of carriage car, depends on rural transportation industry to develop the small four-wheel tractor to field edge of a field. However, at present, small four-wheel the tractor field work ability is poor, and not many ancillary agricultural machinery, busy season is short, resulting in a large number of small four-wheel tractor year short operation time, forced long-term idle. The influence of rural specialist work benefit, also cause should not be some waste of resources. In light of these circumstances, we in the original small four-wheel tractor based on slightly to make some changes, make it functional extension. For example, in the original small four-wheel tractor based on, change seats, steering wheel, clutch, throttle, brake position, the tractor into inverted open, in a gearbox installed after digging device, lifting device or a loading device. The graduation design is about mechanical speciality students before graduation and a comprehensive training, purpose is to consolidate and expand the students learn the basic knowledge and professional knowledge, training students comprehensive use of the knowledge the ability to analyze and solve problems. Is training, training students the ability to work independently and the spirit of innovation is the best means. Graduation design requirements of each student in the course of the work, we need to think independently, study assiduously, create somewhat analysis, solving technical problems. Through the graduation project, so that students master the transformation plan formulation, comparison, analysis and necessary calculation. Key words: Gear Manipulation of body Axis Bearing Locking mechanism 3 目 录 1 绪论 1 1.1 变速箱概述1 1.1.1 变速箱的功用.1 1.1.2 变速箱的类型1 1.1.3 变速箱的工作原理2 2 变速箱设计要求及初始数据3 2.1 变速箱设计要求.3 2.2 变速箱设计初始数据.3 3 变速箱设计过程. 4 3.1 变速箱的设计步骤.4 3.2 变速箱结构的选择. 4 3.3 根据总体计算确定挡位数与各档传动比.4 3.4 根据总体布置要求确定变速箱外形尺寸允许范围.5 3.5 草拟变速箱的传动方案.5 3.6 变速箱主要参数的确定.6 3.6.1 齿轮模数的确定6 3.6.2 齿轮压力角的确定6 3.6.3 齿宽的确定6 3.6.4 相齿合齿轮的齿数和 Z.8 3.7 选配齿轮.8 3.8 变速箱主要零件的计算.9 3.7.1 齿轮的计算9 3.7.2 轴的计算12 3.7.3 轴承的计算.16 4 主要零件的布置要点及倒档和减速器的布置方案. 18 4.1 变速箱主要零件的布置要点.18 4 4.2 倒档和减速器的布置方案.18 4.2.1 倒档布置方案.18 4.2.2 减速器布置方案.19 5 变速箱壳和操纵机构的设计.19 5.1 变速箱壳的设计19 5.2 变速箱操纵机构的设计19 5.2.1 换挡机构. 20 5.2.2 锁定机构20 参考文献.21 致 谢. 22 5 6 7 1 绪 论 选题的目的及意义 （1)农业的大发展， 农业基础设施的改善与农业生产效率的提高是农业发展 的必要条件， 农业机械在这个发展过程中将具有决定性的作用。 自 20 世纪 90 年 代以来，国外农业机械进入了一个新的发展时期，在广泛应用新技术的同时，不 断涌现出新结构和新产品。同时，继完成提高整机可靠性任务后，技术发展的重 点在于增加产品的电子信息技术含量和智能化程度，努力完善产品的标准化、系 列化和通用化，改善驾驶人员的工作条件，向节能、环保方向发展。随着微电子 技术向农业机械的渗透， 现代大功率农用拖拉机日益向智能化和机电一体化方向 发展。目前，我国农业机械化在调整和反哺中快速、健康地发展进入了快速发展 的战略机遇期。国内一些大型企业，不断学习国外的先进经验和技术，加大技术 改造和升级换代力度，推进了国产农业机械产品质量的提高，但我国的制造水平 与上述发达国家存在着较大的差距。 因此， 了解发达国家动力机械的特点与优势， 寻找差距，发挥自己的长处是我国拖拉机制造业的当务之急。 （2)随着变型运输拖拉机和农用运输车的发展， 原来依靠农村运输业发展起 来的小四轮拖拉机逐步转向田间地头。 然而， 目前小四轮拖拉机田间作业能力差， 8 又没有很多配套的农业机械，农忙季节短，致使大量小四轮拖拉机一年中作业时 间短，被迫长期闲置着。这影响了农村专业户的作业效益，也造成了不应该有的 资源浪费。针对这些情况，我们在原有小四轮拖拉机的基础上稍微作些改动，使 它的功能延伸。 譬如可在原来小四轮拖拉机的基础上， 改变座位、 方向盘、 离合、 油门、刹车的方位，把拖拉机变成倒开式，在变速箱后安装挖掘装置、铲运装置 或装载装置而成。 （3)本次毕业设计是对机械专业学生在毕业前的一次全面训练， 目的在于巩 固和扩大学生在校期间所学的基础知识和专业知识， 训练学生综合运用所学知识 分析和解决问题的能力。 是培养、 锻炼学生独立工作能力和创新精神之最佳手段。 毕业设计要求每个学生在工作过程中， 要独立思考， 刻苦钻研， 有所创造的分析、 解决技术问题。通过毕业设计，使学生掌握改造方案的拟定、比较、分析及进行 必要的计算。 本课题在国内外的研究状况及发展趋势 （4)(一)拖拉机发展状况 （5)1 结构型式的发展 （6)1）前轮小、后轮大、前轮转向轮式拖拉机这种标准型轮式拖拉机在欧 美获得最广泛使用。在美国主要采用后轮驱动，大型拖拉机采用双排驱动轮胎， 但四轮驱动也逐渐增多， 主要带后悬挂具作业。多数四轮驱动机型上可选装前 悬挂装置和前动力输出轴， 可以前后都悬挂机具进行复式作业。 （7)2）平台式四轮驱动拖拉机和自走底盘为了在拖拉机上能安装播种、施 肥、施药的机具，有的四轮驱动拖拉机的驾驶室偏前布置，后部有一平台可以安 装机具； 有的为四轮驱动自走底盘， 发动机卧置在驾驶室下面，可以在驾驶室 前部和后部的梁架上安装机具。 （8)3）前后轮相同，折腰转向四轮驱动拖拉机在美国这种结构型式用于特 大型一般用途拖拉机上，采用前后双排轮胎。在西欧，这种结构型式适用于中小 型果园拖拉机。 （9)4）橡胶履带拖拉机欧美金属履带拖拉机农业用量很少，1987 年后相继 出现了橡胶履带拖拉机和折腰转向履带拖拉机采用 4 个三角形橡胶履带装置代 替驱动轮胎，这种机型的最高运输速度为 30 千米每小时。俄罗斯也在研究采用 三角形橡胶履带驱动型式的大功率拖拉机。 （10)2 各系统的技术发展 （11)1）发动机 大中功率拖拉机发动机普遍采用直喷燃烧室，标定转速一 般为 22002500 转每分钟哪个采用不同缸径、缸数和自然吸气、增压或增压中冷 达到的标定功率范围。 （12)2）传动系 （1）变速箱。在大中型拖拉机变速箱中，比较经济的结 构方案是采用主变速（3 挡4 挡） 加倒挡器，啮合套换挡，可选装两挡动力换 挡和爬行挡。较完善的方案采用主变速 4 挡动力换挡和副变速 4 挡8 挡同步器 换挡， 具有啮合套或液压离合器换挡的倒挡器和可选装爬行挡。更完善的采用全 动力换挡 16+4 挡或 18+8 挡。动力换挡装置有行星式和定轴齿轮式，可利用液压 9 离合器换接。 （2）驱动桥。大中型拖拉机前后驱动桥普遍采用湿式盘式制动器和 行星最终传动。前驱动桥采用摩擦式自锁差速器或液压差速锁，后驱动桥大多采 用液压差速锁，以提高牵引附着性能，前轮驱动离合也采用液压操纵。 （3）动力 输出轴。美国生产的拖拉机，其后动力输出轴是按不同功率采用 540，540/1000 转每分钟或单独 1000 转每分钟标准转速和相应型轴头。西欧生产的拖拉机广泛 采用变速后动力输出轴，前动力输出轴为 1.2.3 型轴头。大中型拖拉机动力输出 普遍为全独立式，与变速箱动力换挡装置相对应，也采用液压离合器换挡。 （13)3）行走转向系 在大中型拖拉机上采用宽断面的子午线轮胎约占 2/3。 四轮驱动拖拉机一般前轮最大转角达 50 度。前驱动液压转向普遍采用穿心 油缸， 即转向油缸和横拉杆合成一体。 （14)4）液压悬挂系统 （1）在大中型拖拉机上，载荷传感的闭心液压系统 已被普遍应用，变量泵供油压力和流量可按工况需要自动适应。“许多新研制生 产的系列拖拉机已广泛采用电子液压悬挂系统。 （2）前后三点悬挂，普遍采用快 速挂接装置。 （15)5）驾驶室 密封、隔声驾驶室装有空调设备。转向盘的倾角和高低 以及减振座椅的位置可按驾驶员身材调整，所有传动、液压悬挂的操纵全部集中 在右侧操纵台上（有的可随座椅一起转动） ，均用按钮或旋钮操纵。在仪表板上 除了有多种常规的温度、压力、电流、燃油量等和各种操纵状态（前轮驱动、制 动、动力输出轴、灯光等）的显示或警示信号外，还可通过机载计算机数显重要 性能参数。 （16)四、本课题主要研究内容 （17)本课题主要研究内容是： （18) 1.拟定 DF12 型手扶拖拉机传动箱的传动方案，要求所选的方案要能 够实现拖拉机各种理论档位所要求的速度，传动方案设计合理、而且应该易于实 现、操纵方便成本低廉； 2.在拟定的方案中合理选取满足设计要求的传动系统总成方案， 合理地分配 各传动比。 （19) 3.确定 DF12 型手扶拖拉机变速箱和驱动转向机构的相关结构参 数和几何参数，对各主要零件进行运动和动力相关设计，对所选的传动方案主要 零部件进行强度和刚度、寿命、润滑等必要的计算、校核； （20) 4.完成 DF12 型手扶拖拉机传动箱装配图一份， 完成 DF12 型手扶拖 拉机主要零件的设计、计算、校核以及零件工作图的绘制，要求总图量 0#2.5 张以上） ； （21)5.完成设计计算说明书一份，其内容应包括总体传动方案的拟定，方 案的可行性以及所选方案优缺点分析，相关计算以及说明应全面、详细、公式出 处等应该详细标明，注明各个参数含义，论文书写认真、规范； （22)6.完成文献综述一份，文献综述应该细致全面描述拖拉机行业的发展 概况、发展趋势、发展中存在问题、可能存在的解决方案等； （23)7.完成翻译相关资料一份（大于 2000 单词量） ，题材必须和机械结构 10 相关； （24)8.参考文献 15 篇以上，其中外文参考文献不少于 3 篇。 1.1.1 变速箱的功用 变速箱的功用是： （25)改变传动比，扩大驱动轮的转矩和转速的变化范围，以适应经常变化 的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作； （26)实现倒档，在发动机旋转方向不变的前提下，使车辆能前进和倒退行 驶； （27)实现空挡，可切断传动系统的动力传递，以使发动机能够启动，怠速， 并可在发动机运转的情况下，车辆长时间的停车，便于变速箱换挡和动力输出。 1.1.2 变速箱的类型 (1)(1)按传按传动比变化分动比变化分 按传动比变化方式来分：可分为有级式变速器，无级式变速器和综合 式变速器。 有级式变速器 是目前使用最广的一种。它采用齿轮传动，具有若干 个定值传动比。按所用轮系型式不同，有轴线固定式变速器(普通变速器) 和轴线旋转式变速器(行星齿轮变速器)两种。 无级式变速器 其的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化， 常见的有电力式和液力式(动液式)两种。电力式无级变速器的变速传动部 件为直流串激电动机。动液式无级变速器的传动部件为液力变矩器。 综合式变速器 是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机 械式变速器，其传动比可在最大值与最小值之间的几个间断的范围内作无 级变化，目前应用较多。 (2)(2)按操纵方式分按操纵方式分 按操纵方式来分：可分为强制操纵式变速器，自动操纵式变速器和半 自动操纵式变速器。 强制操纵式变速器 是靠驾驶员直接操纵变速杆换档。 自动操纵式变速器 其传动比选择和换档是自动进行的，所谓“自动”， 是指机械变速器每个档位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统 来控制换档系统的执行元件而实现的。驾驶员只需操纵加速踏板以控制车 速。 半自动操纵式变速器 有两种型式：一种是常用的几个档位自动操纵， 其余档位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档 位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置 来进行换档。 11 (3)按使用方法分按使用方法分 按使用方法分类：可分为手动变速器，自动变速器和无级变速器。 手动变速器（MT） 手动变速器，也称手动挡，即用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿 轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。踩下离合时，方可拨得 动变速杆 自动变速器（AT） 自动变速器，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和 车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。 无级变速器（CVT） 无级变速器是由两组变速轮盘和一条传动带组成的. (4)按轮系形式分按轮系形式分 按轮系形式分：可分为定轴式变速箱和行星式变速箱。 定轴式变速箱：变速箱中所有齿轮都有固定的旋转轴线。按其换挡式 有机械式换挡和动力式换挡。 行星式变速箱：变速箱中有些齿轮的轴线在旋转，这种轴线旋转的齿 轮有两种，即自转和公转。行星式变速箱只有动力换挡一种方式。 1.1.3 变速箱的工作原理 变速箱是由装在变速箱壳体内各轴上不同齿数的齿轮和操纵机构组成 的。根据需要将不同轴上不同齿数的齿轮啮合在一起，进行变速和改变从 动齿轮的转动方向，达到改变扭矩，转速和行驶方向的目的。 2 变速箱设计要求及初始数据 2.1 变速箱设计要求 1. 六个前进档， 两个倒退档， 各档的传动比须符合作业对速度和牵引力的要 求。 2. 换挡方便，不允许出现同时挂两个档，自动脱档和跳挡的现象。 12 2.2 变速箱设计初始数据 发动机额定功率（马力） ：12 马力= 8.82KW（1 马力=0.735 千瓦） 最大扭矩： （公斤米）5 换算为 50Nm； 空转转速（最大/最小） ；2300/600 （r/min） 驱动轮轮胎规格 6.0012/2 理论行驶速度（公里/小时） ： 、倒、倒档：1.40、 2.50、4.10、5.30、9.40、15.30、1.00、3.80 传动箱：前进档 6 个，倒档 2 个。 驱动桥中央传动型式：直齿圆柱齿轮 理论行驶速度 （公里/小时） 档次 数据 1.40 2.50 4.10 5.30 9.40 15.30 倒 1.00 倒 3.80 根据公式 TI=9550PI/nI 求得发动机工作转速 nI=9550PI/TI =1684.62 r/min 3 变速箱设计过程 13 3.1 变速箱的设计步骤 （1）根据工作特点选择变速箱的结构形式； （2）根据总体计算确定挡位数与各档传动比； （3）根据总体布置要求确定变速箱外形尺寸允许范围； （4）草拟变速箱的传动方案； （5）确定变速箱的主要参数； （6）根据变速箱的传动比选配齿轮，确定各档齿轮的齿数； （7）进行齿轮，轴，轴承等零件的寿命计算或强度，刚度计算； （8）进行结构设计，绘制装配图和零件图。 3.2 变速箱结构的选择 选择输入轴，输出轴，中间轴都在同一平面内的平面型组成式变速箱。 3.3 根据总体计算确定挡位数与各档传动比 拖拉机的车轮标准为 6.0012/2，则其直径为 600mm，则各档位的速度为： 发动机转速 n=1684.62r/min 由于变速箱和发动机之间还需要 V 带链接（或链传动）进行 减速， 取 V 带（或链传动）的传动比为 i=1.735537 n 带=481 r/min nw=601000V/ D 14 根据设计速度 1 V=1.40Km/h 2 V=2.50Km/h 3 V=4.10Km/h 4 V=5.30Km/h 5 V=9.40 Km/h 6 V=15.0Km/h V倒1=1.00 Km/h V倒2=3.80 Km/h 可以得出： n1=12.385 r/min n2=25.3559 r/min n3=36.27 r/min n4=46.886r/min n5=83.156 r/min n6=132.696 r/min n 倒 1=8.846 r/min n 倒 2=33.6164r/min 各档位的传动比 15 3.4 根据总体布置要求确定变速箱外形尺寸允许范围 中心距的确定 中心距是影响变速箱大小和重量的决定因素，应尽量缩小，但受齿轮强度， 轴承寿命以及由轴的尺寸所确定的齿轮最小直径的限制。 通常根据经验公式初选 中心距： A K 3 j M （mm) （3-1） 式中 j M变速箱输出轴计算扭矩; A K中心系数。 则 A=34.9 3 74.75=147.5 mm 3.5 草拟变速箱的传动方案 根据档数，速度变化范围和各档传动比及总体布置的要求，选择合理的结构 方案，绘制出传动简图。 传动简图如图（3-1）所示。 16 （3-1） 3.6 变速箱主要参数的确定 3.6.1 齿轮模数的确定 在直径，宽度一定时，齿轮的弯曲强度随模数减小而降低，而接触强度并不 降低， 反而因齿数和重合度的增加而有所改善。所以在满足弯曲强度的前提下应 尽量采用较小模数。本设计为使制造方便，采用一种模数,且 m=5. 3.6.2 齿轮压力角的确定 我国和许多国家都把齿轮的标准压力角规定为 20，因此变速箱普遍采用 20压力角。取= 20。 3.6.3 齿宽的确定 齿宽 b=m.齿宽系数一般取 46，平均可取 5.主要工作档取较大值。 变速箱内各齿轮的齿宽为： 17 齿轮 计算式 齿宽（mm) 常吻主动齿轮 b=m=8.65 43 常吻从动齿轮 b=m=4.45 22 二速主动齿轮 b=m=4.65 23 二速滑动齿轮 b=m=4.45 22 四速滑动齿轮 b=m=4.25 21 四速主动齿轮 b=m=4.25 21 五速主动齿轮 b=m=4.45 22 五速滑动齿轮 b=m=4.25 21 三速滑动齿轮 b=m=4.45 22 三速主动齿轮 b=m=4.45 22 一速主动齿轮 b=m=4.45 22 一速及倒速滑动齿轮 b=m=4.65 23 倒速主动齿轮 b=m=5.45 27 输力传动中间齿轮 b=m=4.05 20 18 倒速中间齿轮 b=m=6.45 32 3.6.4 相齿合齿轮的齿数和 Z Z=2 o A/m. (3-2) 当算出的太小而不能满足速度变化比值的要求时，可增大 Z,相应缩小 模数或适当增大中心距。 Z=2 o A/m=2147.55=59 3.7 选配齿轮 选配齿轮就是确定各档齿轮的齿数。 （1）选定中心距。由之前的中心距计算知：=147.5mm. （2）确定常啮合齿轮副与快档换挡齿轮的传动比 0 i， 1 i，取 0 i=2.11，则 1 i=3.092.11=1.46。取常吻主动齿轮的齿数为 19，则常吻从动齿轮的齿数为 1.4619=40.一速主动齿轮的齿数为:59(1+1.46)=24,一速及倒速滑动齿轮的 齿数为：59-24=35.以此类推，可得各齿轮的齿数见下表： 齿轮 常吻主动齿 轮 常吻从动齿 轮 二速主动齿 轮 二速滑动齿 轮 四速滑动齿 轮 齿数 20 39 27 32 31 齿轮 四速主动齿 轮 五速主动齿 轮 五速滑动齿 轮 三速滑动齿 轮 三速主动齿 轮 齿数 37 41 17 39 20 19 齿轮 一速主动齿 轮 一速及倒速 滑动齿轮 倒速主动齿 轮 输力传动中 间齿轮 倒速中间齿 轮 齿数 24 35 18 25 31 第 4 章 主运动部件结构设计 4.1 带传动设计 电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=4KW,电动机轴与轴之间的降速比为 1440/800=1.8，即带传动的传动比为8 . 1i。两班制工作，一天运转 16 小时， 工作年数 10 年。 4.1.1 确定计算功率 由参考文献3表 8-7 查得工作情况系数取 A K1.3，故 kWkWPKP Aca 2 . 543 . 1 （4-1） 4.1.2 选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率，由参考文献3图 8-10 选 A 型带。 4.1.3 验算带速和确定带轮直径 4.1.3.1 初选小带轮的基准直径 1d d 由参考文献3表 8-6 和表 8-8，取小带轮基准直径mmdd125 1 。 4.1.3.2 验算带速 按参考文献3式（8-13） 验算带速 100060 11 nd v d （4-2） 其中 1 n-小带轮转速，r/min； 1d d-小带轮直径，mm； smv/42. 9 100060 144012514. 3 因为smvsm/30/5，故带速合适。 4.1.3.3 计算大带轮的直径 根据参考文献3式（8-15a），计算大带轮直径 2d d 20 2251258 . 1 12 mmidd dd 根据参考文献3表 8-8，圆整为 224。 4.1.4 确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 0 a,则 )(2)(7 . 0 21021dddd ddadd （4-3） 于是 244.3a698,初取中心距为mma500 0 。 带长 0 2 12 2100 4 )( )( 2 2 a dd ddaL dd ddd （4-4） mm1553 5004 )125224( )224125( 2 14. 3 5002 2 查参考文献3表 8-2 取相近的基准长度 d L，mmLd1600。 带传动实际中心距 mm LL aa dd 5 .523 2 15531600 500 2 0 0 （4-5） 4.1.5 验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 120。 1202 .1693 .57180 12 1 a dd dd （4-6） 合适。 4.1.6 确定带的根数z 4.1.6.1 计算单根 V 带的额定功率 r P 由 1d d=125mm 和 n=1440r/min,查参考文献3表 8-4a 得kWP92. 1 0 。 根据n=1440r/min，8 . 1i和A型带， 查参考文献3表8-4b得kWP15. 0 0 。 查参考文献3表 8-5 得98. 0 a K，表 8-2 得99. 0 L K，于是 kWkWKKPPP L r 01. 299. 098. 015. 092. 1 00 21 其中： 0 p1i时传递功率的增量； k按小轮包角，查得的包角系数； L k长度系数； 4.1.6.2 计算 V 带的根数 z 59. 2 01. 2 2 . 5 r ca P p z （4-7） 为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10，取 3z 4.1.7 计算单根 V 带初拉力的最小值 由参考文献3表 8-3 得 A 型带的单位长度质量mkgq/10. 0,所以 2 min0 ) 5 . 2 (500qv k k vZ p F ca （4-8） 其中： ca p -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m； v = 1440r/min = 9.42m/s。 4.1.8 计算压轴力 NFzFp906 2 2 .169 sin6 .15132 2 sin)(2 1 min0 （4-9） 4.1.9 带轮的结构 小带轮采用腹板式结构， 结构见附图。 大带轮采用孔板式结构， 具体结构略。 4.2 确定计算转速 4.2.1 主轴 主轴的计算转速为主轴从最低转速算起， 第一个 1/3 转速范围内的最高一级 转速，即： NF6 .15142. 910. 0) 98. 0 98. 05 . 2 ( 342. 9 2 . 5 500 2 0 22 min/100r41. 137nn 1 3 12 1 3 z min IV （4-10） 4.2.2 各传动轴 轴可从主轴min/100r按18/72的传动副找上去，似应为min/400r。但由 于轴上的最低转速min/140r经传动组 c 可使主轴得到 37 和min/280r两种转 速。min/280r要传递全部功率，所以轴的计算转速应为min/140r；轴的计 算转速可按传动副 b 推上去，得min/400r；轴的计算转速为min/800r。 4.2.3 各齿轮 传动组 c 中，72/18只需计算18z的齿轮， 计算转速为min/200r； 30/60 只需计算30z的齿轮，计算转速为min/800r；传动组 b 计算22z的齿轮，计 算转速为min/400r；传动组 a 应计算24z的齿轮，计算转速为min/800r。 4.2.4 核算主轴转速误差 min/160730/6042/4236/36224/1251440rn 实 min/1600rn 标 %5%4 . 0%100 1600 16001607 %100 - 标 标实 n nn （4-11） 所以合适。 4.3 各传动组齿轮模数的确定 4.3.1 传动组 a 4.3.1.1 计算 a 传动组各齿轮模数 先计算 24 齿齿轮的模数： 3 22 1 ) 1( 16338 jm d nz N m （4-12） 其中: 公比； 2； d N-电动机功率；kwNd4； m -齿宽系数； -齿轮传动许允应力; j n-计算齿轮计算转速；取min/800rnj 23 S KN lim ， 取MPa600 lim ,安全系数1S。 由应力循环次数选取90. 0 N K，取1S， MPaMPa S KN 540 1 60090. 0 lim 。 90. 2 8005402248 4) 12( 163383 22 1 m 取3m。 按齿数 30 的计算，50. 2 2 m，可取 m =3； 按齿数 36 的计算，21. 2 3 m, 可取 m =3。 于是传动组 a 的齿轮模数取3m，mmb24。 4.3.1.2 计算 a 传动组各齿轮直径 轴上齿轮的直径： mmdmmdmmd aaa 7224390303108363 321 ；。 轴上三联齿轮的直径分别为： mmdmmdmmd aaa 144483126423108363 3 2 1 ； 4.3.2 传动组 b 4.3.2.1 计算 b 传动组各齿轮模数 确定轴上另两联齿轮的模数。 3 22 ) 1( 16338 jm d nz N m 按 22 齿数的齿轮计算： min/4008 . 2rnj， 可得 74. 3 4005408 . 2228 4) 18 . 2( 163383 22 2 m 取4m。 24 按 42 齿数的齿轮计算： 可得 mmm43. 2； 于是轴两联齿轮的模数统一取为4m。 4.3.2.2 计算 b 传动组各齿轮直径 轴两联齿轮的直径分别为： mmdmmd bb 16842488224 21 ； 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： mmdmmd bb 168424248624 2 1 ； 4.3.3 传动组 c 4.3.3.1 计算 c 传动组各齿轮模数 取 m =4。 4.3.3.2 计算 c 传动组各齿轮直径 轴上两联动齿轮的直径分别为： mmdmmd cc 24060472184 21 ； 轴上两齿轮的直径分别为： 。；mmdmmd cc 120304288724 2 1 4.3.4 换向齿轮 4.3.4.1 换向齿轮各齿轮模数 取3m。 4.3.4.2 换向齿轮各齿轮直径 mmdmmdmmd10234312040360203 21 ； 4.4 确定各轴最小直径 4.4.1 轴的直径 min/800,96. 0 11 rn mm n P d24 800 96. 04 9191 4 4 25 4.4.2 轴的直径 min/400,922. 099. 099. 098. 0 212 rn mm n P d2 .28 400 922. 04 9191 4 4 4.4.3 轴的直径 min/140,89. 099. 098. 0 323 rn mm n P d3 .36 140 89. 04 9191 4 4 4.4.4 主轴的直径 min/37,85. 098. 098. 099. 0 434 rn mm n P d1 .50 37 85. 04 9191 4 4 4.5 主轴组件设计 4.5.1 主轴直径的初选 根据机床主电动机功率查参考文献2表 5-12，可以确定主轴前轴颈应为 mm10570,初选mmd90 1 ,后轴颈 12 )85. 07 . 0(dd取mmd70 2 。故选前轴 承为 NN3020K,后轴承为 NN3016K。 据统计，对于卧式车床内孔直径与外径之比约为6 . 05 . 0，选内孔直径 mmd40。 4.5.2 主轴组件的前悬伸和跨距 根据结构,参照参考文献2表 5-14 定悬伸长度mma70 1 。 4.5.3 主轴组件最佳跨距选择 考虑机械效率0.85 主轴最大输出转距 N P T361 90 85. 0 9550 （4-13） 床身上最大加工直径约为最大回转直径的%60,取%50即mm180,故半径为 26 m09. 0。 切削力 NFC3610 1 . 0 361 （4-14） 背向力 NFF CP 180536105 . 05 . 0 （4-15） 故总的作用力 NFFF CP 4036 22 （4-16） 总作用力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半, 故主轴轴端受力为 NF20182/ 先假设 mmlal210703, 3/ 前后支撑 BAR R分别为 N l aF R N l alF R B A 673 210 70 2018 2 2691 210 70210 2018 2 根据 9 . 19 . 0801 . 0 cos)(39. 3izlF d dF K ar r r v （4-17） 30, 2, 1,17, 8 .10,8 . 8 673,2691 AABBaBaA vBvA ziizlmml NFNF NK NK B A 10420cos1728 .1067339. 3 16950cos3028 . 8269139. 3 9 . 1 9 . 0 8 . 01 . 0 9 . 1 9 . 0 8 . 01 . 0 702. 0 10075. 01695 1039. 2101 . 2 1039. 2046. 0085. 005. 0 802/7090 63. 1 1042 1695 / 6 3 611 3 4644 aK EI mI mmd KK A e BA 27 由参考文献1图10-24主轴最佳跨距图查 mmlal210370, 3/ 0 与原假设相符。 4.5.4 主轴组件的选择 4.5.4.1 轴承的选用 选用轴承时，首先要选择轴承类型，合理选用轴承类型所应考虑的因素主要 有一下几点： 轴承的载荷 轴承承受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。 轴承的转速 在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高 时，才会有比较显著的影响。 轴承的调心性能 当轴的中心线和轴承座中心线不重合而有角度误差时， 或因轴受力而弯曲或 倾斜时，会造成轴承的内外圈轴线发生偏斜。 轴承的安装和拆卸 便于安装，便于拆卸也是在选择轴承类型时应该考虑的一个因素。 4.5.4.2 轴承尺寸的选择，选择轴承尺寸时主要注意以下几点 动轴承的额定动载荷 动轴承的寿命 动轴承的当量动载荷 接触球轴承和圆锥滚子轴承的径向载荷 r F与轴向载荷 a F 综合以上因素，经过分析和计算得出以下结果： 主轴采用三支承 前支承：NN3020K; 中支承：N219E; 后支承：NN3016K 28 3.8 变速箱主要零件的计算 3.8.1 齿轮的计算 常吻主动齿轮的计算如下： (1)齿面接触疲劳强度计算 齿面接触疲劳强度计算公式： ubd uKT ZZZ EHH 2 1 1 ) 1(2 (3-3) 式中 H 接触应力； H Z节点区域系数； E Z材料系数； Z重合度系数； u齿数比； 1 d主动齿轮的分度圆直径； b齿宽； K载荷系数，且 K= K KKK VA 1 T主动齿轮传递的名义转矩，且 1 T=9.55 6 10 1 1 n p (3-4) 1 p主动齿轮传递的功率； 1 n主动齿轮的转速。 假定离合器的效率为 1 =0.98，滚动轴承效率为 2 =0.99，联轴节的效率 29 为 3 =0.99.则传递到常吻主动齿轮的效率为： 3 3 21 =99. 099. 098. 0 3 =0.94 pp1=4.1030.94=3.86kw nn 1 =1500r/min 1 TmmN 24575 1500 86. 3 1055. 9 6 查设计手册得, 2 . 1, 1 . 1, 2 . 1, 5 . 1 KKKK VA 则 376. 22 . 11 . 12 . 15 . 1 K KKKK VA 查设计手册得. 9 . 0, 8 .189, 5 . 2 ZZZ EH 而 .11. 21940,43,100 1 ummbmmd则有 ubd uKT ZZZ EHH 2 1 1 ) 1(2 MPa269 11. 210043 11. 324575376. 22 9 . 08 .1895 . 2 2 而许用接触疲劳强度应力为： N H H HP Z S min lim （3-5） 式中 limH 试验齿轮的接触疲劳强度极限比； N Z接触强度计算的寿命系数； minH S接触强度计算的最小安全系数。 查设计手册得： limH ,1500MPa N Z, 1 minH S, 2 . 1则 MPa HP 12501 2 . 1 1500 30 HPH 故两齿轮的齿面接触疲劳强度满足条件。 其它各对齿轮的齿面接触疲劳强度 类似计算。 (2)齿根弯曲疲劳强度计算 齿根弯曲疲劳强度计算公式为： YYY mbd KT YY saFasaFF 1 1 0 2 （3-6） 式中 F 弯曲应力； 0F 齿根危险截面的弯曲应力； sa Y应力校正系数； Fa Y齿形系数； Y重合度系数； m模数。 由上面的齿面接触疲劳强度计算可知：.24575,376. 2 1 mmNTK又 ,43,100 1 mmbmmd而. 5m又查设计手册得：,68. 0 Y对于常吻主动齿轮， 由于齿数为 19，查表得;54. 1,85. 2 SaFa YY对于常吻从动齿轮，由于齿数为 40， 查表得.67. 1,40. 2 SaFa YY 则常吻主动齿轮的弯曲疲劳强度为： MPa F 21.1668. 054. 185. 2 510043 24575376. 22 常吻从动齿轮的弯曲疲劳强度为： MPa F 8 .1468. 067. 140. 2 510043 24575376. 22 许用弯曲疲劳强度应力为： 31 N F STF FP Y S Y min lim （3-7） 式中 limF 试验齿轮的弯曲疲劳强度极限； N Y弯曲强度计算的寿命系数； ST Y试验齿轮的应力修正系数，按国家标准取. 0 . 2 ST Y minF S弯曲强度计算的最小安全系数。 查设计手册得： , 8 . 1, 0 . 1,