毕业设计（论文）-C616主轴箱的设计.doc

全套图纸加扣3012250582太原理工大学阳泉学院毕 业 论 文毕业生姓名： 专业：机械设计制造及其自动化学号：指导教师：所属系（部）：机电系二一四年五月vi 太原理工大学阳泉学院毕业论文评阅书题目： C616主轴箱的设计 机 电系 机械设计制造及其自动化专业 姓名 设计时间：2014年4月1日2014年6月9日 评阅意见：成绩： 指导教师：（签字） 职务： 2014年月日太原理工大学阳泉学院毕业设计答辩记录卡 机 电 系 机械设计制造及其自动化 专业 姓名 答 辩 内 容问 题 摘 要评 议 情 况 记录员： （签名）成 绩 评 定指导教师评定成绩答辩组评定成绩综合成绩注：评定成绩为100分制，指导教师为30%，答辩组为70%。 专业答辩组组长：（签名） 2014年月日 前 言制造业是我国国民经济的支柱产业，其增加值约占我国国内生产总值的40%以上，而先进的制造技术室振兴制造业系统工程的重要组成部分。21世纪时科学计数突飞猛进、不断取得新突破的世纪，它是机床技术全面发展的时代。机床代表一个民族制造工业现代化的水平，随着现代化科学技术的迅速发展，制造技术和自动化水平的高低已成为衡量一个国家或地区经济发展水平的重要标志。车床是目前使用最广泛的机床之一。车床主要用于加工轴类等回转体零件。通过数控加工程序的运行，可自动完成内外圆柱面、圆锥面、成型表面、螺纹和断面等工序的切削加工，并能进行车槽、钻孔、扩孔、铰孔等动作。能够在一次装夹过程中完成更多的加工工序，提高加工进度和生产效率，特别适合于复杂形状回转类零件的加工。机床是制造工业的基本生产设备，机床工业是我国国计民生，国防建设的基础工业和战略性产业，在世界范围内备受各方密切关注。我国机床工业在国家正确方针政策指引下。经历经济恢复时期及“十五”计划阶段，特别是改革开放20年来的艰巨努力，建立起较大规模，较完整的体系，奠定了有力的技术基础，具备相当的竞争实力。增加机床加工精度，提高机床加工效率。变速箱中包括的机构大致有：作为传动链连接用的定比传动副，变速机构，操纵机构和润滑装置。而操纵机构的选择和设计对车床的构造和性能的发挥有着直接影响。机床设计，是设计人员根据使用部门的要求和制造部门的可能，运用有关科学技术知识，所进行的创造性的劳动。机床工业是机器制造业的重要部门，担负着为农业，工业，科学技术和国防现代化提供技术装备的任务，在整个国民经济中占有重要地位。一个国家机床工业的技术水平，机床的拥有量和现代化程度是这个国家工业生产能力和技术水平的重要标志之一。希望可以通过对C616普通车床变速箱及操作机构的设计，来进一步提高专业和理论知识水平，提高解决实际问题能力。 摘 要普通中型车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；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；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。 【关键词】车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。 Abstract Ordinary 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. 目 录前 言i摘 要ii第一篇 机床的参数1第一章 机床主要技术参数1第一节 尺寸参数1第二节 运动参数1第三节 动力参数2第二章 结构方案确定2第二篇 机床运动的设计2第三章 主传动系统运动设计3第一节 结构式的拟订3第二节 分配降速比3第三节 结构网的拟定4第四章 齿轮齿数的确定5第一节 确定齿轮齿数6第二节 验算主轴转速误差7第三节 绘制传动系统图8第三篇 机床动力的设计8第五章 传动件参数估算9第一节 确定传动件计算转速9第二节 估算主轴支承轴颈直径9第三节 估算传动轴直径9第四节 轴的校核12第五节 键的选择与校核14第六节 花键的校核15第七节 齿轮模数的确定和校核15第八节 齿轮的校核23第九节 轴承的选用与校核28第六章 带轮设计30第一节 型号的选择30第二节 带轮节圆直径的选择30第三节 带速的验算31第四节 确定带的参数31第七章 离合器的确定32第一节 确定摩擦片的径向尺寸33第二节 确定摩擦片的数目34第八章 换向与制动机构设计35第四篇 机床结构的设计36第九章 主运动传动轴系36第十章 变速机37第十一章 主轴组件37第一节 主轴材料和热处理37第二节 主轴轴承38第三节 主轴与齿轮的连接39第四节 主轴组件设计40第五节 支撑跨距L40第六节 主轴最佳跨距的确定41第七节 主轴刚度验算43第八节 主轴前支撑转角的验算44第九节 主轴前端位移的验算45第十二章 主轴变速箱47第十三章 展开图及其布置47第十四章 润滑与密封48第十五章 其他问题49参考文献50总 结51外文资料52外文翻译58致 谢60全套图纸加扣3012250582 第一篇 机床的参数第一章 机床主要技术参数普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。机床的主要技术参数包括尺寸参数，运动参数及动力参数。第一节 尺寸参数床身上最大回转直径： 320mm刀架上的最大回转直径： 200mm主轴通孔直径： 30mm主轴前锥孔： 莫式5号最大加工工件长度： 1000mm第二节 运动参数根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速有采用W16Cr4V高速钢刀车削铸铁件获得。机床的最高转速为1400r/min，公比取1.41，转速级数Z=12。正转各级转速如下： n1 =31.5r/min n2 =45r/min n3 =63r/min n4 =90r/min n5 =125r/min n6 =180r/min n7 =250r/min n8 =355r/min n9 =500r/min n10 =710r/min n11 =1000r/min n12 =1400r/min第三节 动力参数电动机功率4KW ， n电=1450r/min。电动机的选定：一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y112M-4，其同步转速为1450r/min。 第二章 结构方案确定a) 主轴传动系统采用V带、齿轮传动；b) 传动形式采用集中式传动；c) 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；d) 变速系统采用多联滑移齿轮变速。e) 主轴的变速由变速手柄完成。第二篇 机床运动的设计根据给定的机床的用途、规格、极限转速、转速数列公比，通过分析比较拟定传动的结构方案（包括结构式、转速图）和传动系统图，确定传动副的传动比及齿轮的齿数，计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。第三章 主传动系统运动设计第一节 结构式的拟订一、12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴装有双向磨擦片式离合器，轴向尺寸较长，为便于结构紧凑，第一变速组采用双联齿轮不按前多后少的原则。为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以2为宜。根据以上的原则：可选择以下两种传动结构： 12=232 12=223 二、按传动顺序与扩大顺序相一致的原则，变速组扩大顺序有以下两种： （1） （2） 三、主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个变速组的变速副数常选用2。又因为第二组最后扩大组变速范围超过极限值，所以最终确定结构式为： 第二节 分配降速比该车床主轴传动系统共设有四个传动组，其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。U= 1/1.4111 = 第三节 结构网的拟定正转图：反转图：第四章 齿轮齿数的确定齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1） 是固定齿轮还是滑移齿轮；2） 移动滑移齿轮的方法；3） 齿轮精度和加工方法；变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用766，圆周速度很低的，才选877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选655。当精度从766提高到655时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。第一节 确定齿轮齿数从机械制造装备设计书中查表3-9的基本组的传动比为：Ua1=1 Sz=, 48，58，60，68，70, 72 Ua2=1.41 Sz=, 48，58，60，68，70, 72取Sz=70,两个传动副的主动齿轮齿数分别为35、29。则可算出两个传动副的齿轮齿数比分别为Ua1=35/35，Ua2=29/41 。第一扩大组的传动比为： 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取Sz=72,三个传动副的主动齿轮齿数分别为42、30、19.则可算出三个传动副的齿轮齿数比分别为：Ua1=42/30，Ua2=30/42， Ua3=19/53第二扩大组的传动比为： Uc1=2 Sz=,86,87,89,90,92, Uc2=3.98 Sz=,86,89,90,91,94,取Sz=90,一个传动副的主动齿轮齿数分别为60、18。则可算出三个传动副的齿轮齿数比分别为：Uc1=60/30，Uc2=18/72。传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4，上述所选齿轮的齿数符合设计要求。变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和707290齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齿数3535294142303042195360301872第二节 验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算：n = nEu1 u2 u3 式中 ： u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。 d1 d2分别表示带轮的直径。nE 为电机转速。转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：n = | |10（-1）% = 4.1%其中：主轴标准转速转速误差表主轴转速n1n2n3n4n5n6标准转速31.5456390125180实际转速31.0644.9863.3989.63124.25175.67转速误差%1.40.040.60.40.62.4主轴转速n7n8n9n10n11n12标准转速25035550071010001400实际转速254.55359.87507.17717.03994.041405.39转速误差%0.181.41.40.990.590.39转速误差满足要求。第三节 绘制传动系统图第三篇 机床动力的设计根据给定的电动机的功率和传动件的计算转速，初算传动轴直径、齿轮模数；确定皮带型号以及根数、摩擦片式离合器的尺寸和摩擦片数及制动器尺寸。完成装配图草图后，要验算传动件（轴、齿轮、轴承）的应力；变形或者寿命是否在允许范围内，还要验算主轴组件的静刚度。第五章 传动件参数估算第一节 确定传动件计算转速一、 主轴：主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即nj =90r/min；二、 各传动轴： 轴可从主轴为90r/min按72/18的传动副找上去，似应为355r/min。但是由于轴上的最低转速125r/min经传动组C可使主轴得到31.5r/min和250r/min两种转速。250r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速应为125r/min；轴的计算转速可按传动副B推上去，得355r/min；轴I的计算转速可按传动副A推上去，得500r/min。三、 各齿轮：传动组C中，18/72只需计算z =18 的齿轮，计算转速为355r/min；传动组B中应计算z =19的齿轮，计算转速为355r/min。传动组A中应计算z = 29的齿轮，计算转速为500r/min。第二节 估算主轴支承轴颈直径参考金属切削机床课程设计指导书表2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 85mm，后轴颈直径D2 = （0.70.85）D1，取D2 = 55 mm，主轴内孔直径d = 0.1 Dmax 10 mm ，其中Dmax为最大加工直径。取d = 30mm。第三节 估算传动轴直径 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为6585。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，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。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于510，以免加工时孔变形。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。一般传动轴上轴承选用级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1） 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2） 轴承的间隙是否需要调整。3） 整个轴的轴向位置是否需要调整。4） 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5） 加工和装配的工艺性等。传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。一、按扭转刚度初步计算传动轴直径： ，式中：d 传动轴直径（mm）； N 该轴传递功率（KW）； 该轴计算转速（r/min）； 该轴每米长度允许扭转角这些轴都是一般传动轴，取：=10/m。a)、轴的直径：取b)、轴的直径：取c)、轴的直径：取 当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;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。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：， 轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。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。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。二、各轴间的中心距的确定：； 第四节 轴的校核按照抗弯刚度验算轴的直径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）.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挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，根据挠度或者倾角计算公式分别求出各载荷作用下所产生的挠度或者倾角，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。一、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最大挠度：查表得：许用挠度为 。二 、轴的校核：通过受力分析，在二轴的五对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对二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最大挠度：查表得：许用挠度为 三、 轴的校核：通过受力分析，在二轴的五对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对二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最大挠度：查表得许用挠度为 。第五节 键的选择与校核一、键的选择选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22。二、键的校核键和轴的材料都是钢，查表的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。可得可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：第六节 花键的校核验算花键键侧压应力 花键键侧工作表面的挤压应力为： MPa 式中： 花键传递的最大扭矩； D、d 花键的外径和内径； z 花键的齿数； 载荷分布不均匀系数，通常取为0.75。使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求。第七节 齿轮模数的确定和校核齿轮模数的估算。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，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23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，查表齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS。根据下列公式： 齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：一、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数29的齿轮。a)、齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 1.41； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.964=3.84KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力；按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 将齿轮模数圆整为3mm 。b)、齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.963.84=3.68KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力；按MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，将齿轮模数圆整为2mm 。； 所以。于是变速组a的齿轮模数取：m = 3mm。轴上主动轮齿轮的直径： 轴上从动轮齿轮的直径分别为： 二、b变速组：确定轴上三联齿轮的模数，先计算最小齿数19的齿轮。a)、齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； =2.78； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9223.84=3.54KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力；按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=800MPa，将齿轮模数圆整为3mm 。b)、齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.9223.84=3.54KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力；按MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，将齿轮模数圆整为3mm 。所以于是变速组b的齿轮模数取：m = 3mm 轴上主动轮齿轮的直径： 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为：。三、c变速组：确定轴上齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。a)、齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； =4； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.893.54=3.15KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力；按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=900MPa，将齿轮模数圆整为3mm 。b)、齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = P = 0.893.54=3.15KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力；按MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，齿轮模数为2mm 。所以于是变速组c的齿轮模数取：m = 3mm 轴上主动轮齿轮的直径： ； 主轴上从动轮齿轮的直径分别为：。4、 齿轮参数的确定由以下公式：齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 标准齿轮：可得齿轮的具体参数见下表：（单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高353 10511197.5 33.75293 879379.5 33.75353 10511197.5 33.75413 123129115.5 33.75193 576349.5 33.75303 909682.5 33.75423 126132118.5 33.75303 909682.5 33.75533 159165151.5 33.75423 126132118.5 33.75603 180186172.5 33.75183 54 6046.5 33.75303 90 9682.5 33.75723 216222208.5 33.75五、齿宽的确定： 按照公式，选取小齿轮的齿宽，大齿轮的齿宽比小齿轮小5-10mm。此处取=0.35. 齿 数 分度圆直径 齿 宽35 10536.7529 8730.4535 1053641 12325.4519 5718.930 9031.542 12626.530 9031.553 15913.942 12626.560 1802718 544830 903272 21643六、齿轮14结构尺寸计算则：第八节 齿轮的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2，齿轮5，齿轮12这三个齿轮。齿轮强度校核：计算公式： 弯曲疲劳强度：;接触疲劳强度：一、校核a变速组齿轮a)、弯曲疲劳强度；校核齿数为28的齿轮，确定各项参数、,n=500r/min,、确定动载系数齿轮精度为7级，查得动载系数。由【4】使用系数。、。、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查表得：非对称齿向载荷分配系数； ,得、确定齿间载荷分配系数: 由表查得：使用，由表查得：齿间载荷分配系数、确定载荷系数: 、 查表得齿形系数及应力校正系数；、计算弯曲疲劳许用应力查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：。 查得寿命系数：,取疲劳强度安全系数：S = 1.3 ， b)、接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查表得、查得：， 故齿轮2合适。二、校核b变速组齿轮a)、弯曲疲劳强度；校核齿数为19的齿轮，确定各项参数、,n=355r/min,、确定动载系数： 齿轮精度为7级，查得动载系数、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数插值法得非对称齿向载荷分配系数： ,查得、确定齿间载荷分配系数: 由表查得：使用 ；由表查得：齿间载荷分配系数、确定动载系数: 、查表得齿形系数及应力校正系数、计算弯曲疲劳许用应力查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：。 查得寿命系数:,疲劳强度安全系数:S = 1.3 ， b)、接触疲劳强度:、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定查表得；、查得：， 故齿轮5合适。三、校核c变速组齿轮a)、弯曲疲劳强度；校核齿数为18的齿轮，确定各项参数、,n=355r/min,、确定动载系数： 齿轮精度为7级，查得动载系数、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数插值法得非对称齿向载荷分布系数： ,查得、确定齿间载荷分配系数: 齿间载荷分布系数：、确定荷载系数: 、查表得齿形系数及应力校正系数。 、计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：。 查得寿命系数：疲劳强度安全系数：S = 1.3 ， b)、接触疲劳强度：、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查得、查得， 故齿轮12合适。第九节 轴承的选用与校核一、各轴轴承的选用 主轴 前支承：NN3010；中支承：N212；后支撑N219E 轴 离合器及齿轮处支承均用：61806；带轮处支承：6206、61908。 轴 前支承：30205；后支承：30205 轴 前支承：30207;后支承：30207二、 各轴轴承的校核a)、轴轴承的校核轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴的转速是定值，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。 齿轮的直径 轴传递的转矩 齿轮受力 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为:在水平面：在水平面： 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，【4】表13-6查得载荷系数，取，则有： 轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命 故该轴承6206能满足要求。b)、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。第六章 带轮设计第一节 型号的选择确定计算功率Pc ,选择胶带型号： Pc = KAP 式中 ： P 额定功率（KW）； KA 工作情况系数，此处取为1.1。带入数据计算得PC = 4.4 （KW），根据计算功率PC和小轮转数n1,即可从三角胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为A型胶带。第二节 带轮节圆直径的选择为了使带的弯曲应力b1不致过大， 应使小轮直径d1dmin, d1也不要过大，否则外轮廓尺寸太大。此次设计选择d1 = 90 mm。大轮直径d2 由d2 = (1-)为带传动的滑动率，取0.01.计算得带轮直径为258.39mm，取265mm.第三节 带速的验算验算带速，一般应使带速v在525m/s的范围内。，符合设计要求。第四节 确定带的参数一、确定中心距a、带长L、验算包角：中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低；包角减小，带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距a0 2(d1+d2) a00.55(d1+d2+h),此次设计定为450mm。由几何关系按下式初定带长L0:Dm= (d1+d2)/2=177.5mm=(d1-d2)/2=87.5mm L0Dm + 2 a0 + 2 / a0 (mm) =1462.55mm即带长为1462.55mm, 按相关资料选择与L0较接近的节线长度Ld，取Ld为1400mm。按下式计算所需中心距: a(Ld-Dm) +/4=416.58mm即由以上计算得中心距a = 416.58mm520mm，符合要求。验算包角：= 1800-600 = 167.041200，符合设计要求. 二、 计算胶带的弯曲次数u ： u=s-140s-1式中：m 带轮的个数；代入相关的数据计算得：u = 4.9s-140s-1 符合设计要求。三、确定三角胶带的根数Z：根据计算功率PC，可求得胶带根数Z， Z= 查表可得P0=1.07kw, P0=0.17kw, ka=0.98,kl=0.96。 带入各参数值计算得：z=3.77，圆整结果为4，即需用4根胶带。四 、确定初拉力F0和对轴的压力Q：查机床课程设计指导书表15知，A型胶带的初拉力 F0 的范围为100150N ,此处F0 =500 查表得：q=0.1 k=0.98带入各参数计算得：F0=128.3N。作用在轴上的压力：Q = 2 F0Zsin=1022.09N根据V带计算，选用4根A型V带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构。第七章 离合器的确定将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带轮的拉力（采用卸荷装置）。轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好。轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.20.4的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1） 摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起了定位作用。2） 摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。3） 结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。第一节 确定摩擦片的径向尺寸确定摩擦片的径向尺寸：摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d