購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖紙 畢業(yè)設計 (論文 ) 車床多級齒輪主傳動系統(tǒng)的設計 學 號： 姓 名： 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 系 別： 機械工程系 指導教師： 師 教授 二一五年五月 購買設計文檔后加 費領取圖紙 i 摘 要 本文研究的主要是車床多級齒輪主傳動系統(tǒng)的設計，這類主傳動系統(tǒng)的設計可用于以適應當前我國機床工業(yè)發(fā)展的現(xiàn)狀，具有一定的經(jīng)濟效益和社會效益。 本次設計主要包括根據(jù)一些原始數(shù)據(jù)（其中包括機床電機的滿載功率、最高轉(zhuǎn)速等）結(jié)合實際條件和情況對車床一些參數(shù)進行擬定，再 根據(jù)擬定的參數(shù)，進行傳動方案的比較，確定傳動方案，繪制出此主傳動的機構(gòu)圖，并進行主軸的設計。 本文運用大學所學的知識，提出了車床的結(jié)構(gòu)組成、工作原理以及主要零部件的設計中所必須的理論計算和相關(guān)強度校驗，構(gòu)建了車床總的指導思想，從而得出了該 車床的優(yōu)點是高效，經(jīng)濟，并且加工精度高，運行平穩(wěn)的結(jié)論。 關(guān)鍵詞： 車床多級齒輪主傳動系統(tǒng)； 參數(shù)；工作原理；結(jié)論 購買設計文檔后加 費領取圖紙 is of of be to to s of to of to of to on In of on in is in 購買設計文檔后加 費領取圖紙 錄 摘 要 . I . 錄 . 論 . 1 1 總體設計方案擬定 . 1 定主運動參數(shù) . 3 動設計 . 5 力計算和結(jié)構(gòu)草圖設計 . 7 和齒輪驗算 . 10 2 參數(shù)擬定 . 16 床 主參數(shù)和基本參數(shù) . 17 級轉(zhuǎn)速確定 . 17 3 主傳動機構(gòu)設計 . 18 定主傳動方案 . 20 動方案的比較 . 20 級傳動比的計算 . 22 級轉(zhuǎn)速的 確定方法 . 23 4 主軸的動力計算 . 24 5 主軸的設計和驗算 . 25 軸的結(jié)構(gòu)設計 . 26 軸的強度校核 . 27 結(jié) 論 . 28 致 謝 . 29 參考文獻 . 30 購買設計文檔后加 費領取圖紙 1 緒論 這次畢業(yè)設計中 ,我所從事設計的課題是車床多級齒輪主傳動系統(tǒng)的 設計。此類車床屬于經(jīng)濟型中檔精度機床，這類機床的傳動要求采用手動與電控雙操縱方式，在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)電控變速?？傮w的設計方案就是對傳動方案進行比較，繪出轉(zhuǎn)速圖，對箱體及內(nèi)部結(jié)構(gòu)進行設計，包括軸和齒輪的設計、校核等。 由于機械工程的知識總量已經(jīng)遠遠超越個人掌握所有，一些專業(yè)知識是必不可少的。但是過度的專業(yè)知識分割，使視野狹隘，可以多多參加技術(shù)交流，和參加科研項目，縮小范圍，提升新技術(shù)的進步和整個塊的技術(shù)，提高外部條件變化的適應能力。封閉的專業(yè)知識的太狹隘，考慮的問題太特殊，在工作中協(xié)調(diào)困難，不利于自我提高。因此 ，自上世紀第二十年代末，出現(xiàn)了一體化的趨勢。人們越來越重視基礎理論，拓寬領域，對專業(yè)合并的分化。機械工程可以增加產(chǎn)量，提高勞動生產(chǎn)率，提高生產(chǎn)的經(jīng)濟效益為目標，并研制和發(fā)展新的機械產(chǎn)品。在未來，新產(chǎn)品的開發(fā)，降低資源消耗，清潔的可再生能源，成本的控制，減少或消除環(huán)境污染作為一個超級經(jīng)濟目標和任務。機器能完成人的手和腳，耳朵和眼睛等等器官完全不能直接完成的任務?，F(xiàn)代機械工程機械和機械設備創(chuàng)造出更多、更精美的越來越復雜，很多幻想成為過去的現(xiàn)實。人類現(xiàn)在能成為天空的上游和宇宙，潛入海洋，數(shù)十億光年的密切觀察，細胞 和分子。電子計算機硬件和軟件，人類的新興科學已經(jīng)開始加強，并部分代替人腦科學，這是人工智能。這一新的發(fā)展已經(jīng)顯示出巨大的作用，但在未來幾年還將繼續(xù)創(chuàng)造出不可思議的奇跡。人類智慧的增長并沒有減少手的效果，而是要求越來越精致，手工制作，更復雜的工作，從而促進手功能。又一方面實踐促進人腦智力。在人類的進化過程中，以及在每個人的成長過程中，大腦和手是互相促進和平行進化。 大腦和手之間的人工智能和機械工程的近似關(guān)系，唯一不同的是，智能硬件還需要使用機械制造。在過去，各種機械離不開人類的操作和控制，反應速度和運算精度的 進化是非常緩慢的大腦和神經(jīng)系統(tǒng)，人工智能將消除這種限制。相互促進，計算機科學和機械工程進展之間的平行，將在更高層次的新一輪發(fā)展的開始使機械工程。在第十九世紀，機械工程的知識總量仍然是有限的，大學在歐洲，它與一般的土木工程是一門綜合性的學科，稱為土木工程，下半場的第十九個世紀成為一門獨立的學科。在第二十世紀，隨著機械工程和知識增長的發(fā)展開始分 購買設計文檔后加 費領取圖紙 2 解，機械工程專業(yè)，有分支機構(gòu)。在第二十世紀中期趨勢分解，在時間之前和之后的第二次世界大戰(zhàn)結(jié)束時達到的峰值。由于機械工程的知識總量已經(jīng)遠遠從個人掌握所有，一些專業(yè)是必不可少 的。但是過度的專業(yè)知識使分割，視野狹隘，可以查看和統(tǒng)籌大局和全球工程和技術(shù)交流，縮小范圍，新技術(shù)的進步和整個塊的技術(shù)，外部條件變化的適應能力差。封閉的專業(yè)知識的專家太狹，考慮的問題太特殊，在工作協(xié)調(diào)困難，不利于自我提高。因此，自上世紀第二十年代末，出現(xiàn)了一體化的趨勢。人們越來越重視基礎理論，拓寬領域，對專業(yè)合并的分化。綜合職業(yè)分化和發(fā)展知識循環(huán)過程的合成，是合理和必要的。從不同的專業(yè)和專業(yè)知識的專家，也有綜合的知識了解不夠，看看其他學科和項目作為一個整體，從而形成一種相互強烈的集體工作。綜合和專業(yè)水平。有機 械工程全面而專業(yè)的沖突；在綜合性工程技術(shù)也有綜合和專業(yè)問題。在人類所有的知識，包括社會科學，自然科學和工程技術(shù)，有一個更高的水平，更廣泛的綜合性和專業(yè)性的問題。 1 總體設計方案擬定 定主運動參數(shù) 機床設計的初始，首先需要確定有關(guān)參數(shù)，它們是傳動設計和結(jié)構(gòu)設計的依據(jù)，影響到產(chǎn)品是否能滿足所需要的功能要求。根據(jù)擬定的參數(shù)、規(guī)格和其他特點，了解典型工藝的切削用量，了解極限轉(zhuǎn)速級數(shù) Z、主傳動電機功率 N。 運動設計 根據(jù)擬定的參數(shù)，通過結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖的分析，確定傳動結(jié)構(gòu)方案和傳動系統(tǒng)圖。傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動的主軸變速箱。分離傳動的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍可以用增加傳動組數(shù)，也可用背輪機構(gòu)、分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。然后計算各傳動比及齒輪的齒數(shù)。 動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設計 估算齒輪模數(shù) d，選擇和計算離合器。 購買設計文檔后加 費領取圖紙 3 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設計。 軸 和齒輪的驗算 在結(jié)構(gòu)草圖的基礎上，對一根傳動軸和齒輪的剛度、強度進行校核。 2 參數(shù)擬定 床主參數(shù)和基本參數(shù) 此車床是大型 車床，根據(jù)任務書上提供的條件：最大轉(zhuǎn)速 1400r/小轉(zhuǎn)速 中，已知驅(qū)動電機轉(zhuǎn)速為 1400r/ 此車床的主軸轉(zhuǎn)速可分高低兩檔 ,共有 12級轉(zhuǎn)速：其中高低兩檔各有 6級轉(zhuǎn)速，低速檔時40/, 45r/速檔時800 r/235 r/ 此車床床身上最大回轉(zhuǎn)直徑為 400軸端部型式為 軸通孔直徑為 20 軸孔錐度為公制 70；其中 電機的轉(zhuǎn)速和功率分別為 1000/1500 r/。 各級轉(zhuǎn)速的確定 已知主軸的轉(zhuǎn)速分為 12 級，又分為高低兩檔，其中高檔最大轉(zhuǎn)速 1800r/小轉(zhuǎn)速 235 r/ 1800/235= 1z 1 當機床處于低速檔時 ,主軸共有 6級，轉(zhuǎn)速范圍nR=5340=1z ，即 = 1 =已知 45,查標準數(shù)列表 (見參考文獻 1第 6頁 )45,就可每隔六個 數(shù)取得一個數(shù) ,得低速檔的 6級轉(zhuǎn)速分別為 45,67,103,154,230,340 r/當車床處于高速檔時 , 主軸共有 6級，轉(zhuǎn)速范圍nR=351800=1z ，即 = 1 =已知 1800 ,查標準數(shù)列表 (見參考文獻 1第 6頁 ). 從表中找到800, 就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù) ,得高速檔的 6 級轉(zhuǎn)速分 購買設計文檔后加 費領取圖紙 4 別為 236,354,543,815,1200,1800 r/ 3 主傳動機構(gòu)設計 3 1 主擬定傳動方案 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以 及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構(gòu)以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案的比較 采用單速電機 已知變速級數(shù)為 Z=12。 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目。 級數(shù)為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有 3、 . Z= 傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的 限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) Z 應為 2 和 3 的因子 Z= 3。 可以有兩種方案 方案一 12=2× 3× 2 購買設計文檔后加 費領取圖紙 5 傳動齒輪數(shù)目 2× （ 2+3+2） =14。 軸向尺寸為 15b。 傳動軸數(shù)目為 4根。 操縱機構(gòu)較為簡單：兩個滑移齒輪和一個三聯(lián)滑移齒輪，可單獨也可集中操縱。 方案二 12=3× 4 購買設計文檔后加 費領取圖紙 6 傳動齒輪數(shù)目 2× （ 3× 4） =14個。 軸向尺寸為 19b。 傳動軸數(shù)目為 3根。 操縱機構(gòu)較復雜：四聯(lián)滑移齒輪作為整體式，滑移長度為 12b；如拆為 2個雙聯(lián)滑移齒輪，需要有自鎖，以保證只有一個齒輪副嚙合。 相比之下，還是傳動副數(shù)分別為 2， 3， 2的三個傳動組方案為優(yōu)。 采用雙速電機 車床上，有時采用雙速電機，雙速電機的轉(zhuǎn)速比：電=2，傳動系統(tǒng)的公比 應當是 2的整次方根，本設計中的雙速電機的公比 = 2 =時電機的轉(zhuǎn)速變換起著系統(tǒng)中第一擴大傳動組的作用相應基本組的傳動級數(shù)應為 2，這樣使傳動系統(tǒng)的機械結(jié)構(gòu)簡化。本設計是經(jīng)濟型 車床，采用電控和手動兩種方式，為了結(jié)構(gòu)設計的需要，本設計采用雙速電機。 各級傳動比的計算 假設結(jié)構(gòu)如圖： 購買設計文檔后加 費領取圖紙 7 由于已經(jīng)設計了各軸之間的相對位置關(guān)系，由傳動系統(tǒng)草圖知共有六個傳動比。 分別設齒輪 1和齒輪 4之間的傳動比 為 14i ,齒輪 2和齒輪 5之間的傳動比為25i,齒輪 8和齒輪 9之間的傳動比為 89i,齒輪 3和齒輪 6之間的傳動比為 36i ,齒輪 7和齒輪 10之間的傳動比為710i,帶輪傳動比為輪帶i。 設其中25i<14i <36i。 當處于低檔時，手動操作使得齒輪 8 和齒輪 9嚙合。 當中間的電磁離合器得電，齒輪 2和齒輪 5之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最小，為 45或 67 r/ 可得 25i×89i×輪帶i× 1000=45r/5i×89i×輪帶i× 1500=67 r/左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3和齒輪 6之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最大，為 226或 340 r/ 可得 36i×89i×輪帶i× 1000=230 r/6i×89i×輪帶i× 1500=340 r/右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1和齒輪 4之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速為 100或 150 可得 14i ×89i×輪帶i× 1000=100 r/14i × 89i × 輪帶i × 1500=150 r/處于高檔時，手動操作使得齒輪 7 和齒輪 10嚙合 當中間的電磁 離合器得電，齒輪 2和齒輪 5之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最小，為 236或 354 可得 25i×710i×輪帶i× 1000=235 r/5i×710i×輪帶i× 1500=354 r/ 購買設計文檔后加 費領取圖紙 8 當左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3和齒輪 6之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最大 ，為 1200或 1800 可得 36i×710i×輪帶i× 1000=1200 r/6i×710i×輪帶i× 1500=1800 r/右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1和齒輪 4之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速為 543或 816 可得 14i ×710i×輪帶i× 1000=543 r/4i ×710i×輪帶i× 1500=815 r/這 6各方程聯(lián)列可解得 25i 14i 36i 9i 710i 輪帶i 動比的選用時，應注意的幾個問題，充分使用齒輪副的極限傳動比1/4， 2， 雖然可以最大限 度地獲得變速箱范圍或減少傳動件數(shù)，但會導致齒輪和箱體尺寸過大，齒輪線速度增大，容易產(chǎn)生振動和噪音，要求精度提高。在實踐中，往往不采用降速很小、升速很大的傳動比，特別是中間軸的傳動。因此，從系統(tǒng)的角度考慮，寧可適當增加串聯(lián)傳動組的數(shù)目，或者用并聯(lián)式的分支傳動滿足變速范圍的要求，而避免用極限傳動比的傳動副，以上幾個傳動比都符合要求。 軸轉(zhuǎn)速的確定方法 由傳動比和電機的轉(zhuǎn)速，可以計算出各軸的轉(zhuǎn)速； 軸的轉(zhuǎn)速 軸從電機得到運動，經(jīng)傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)化成各級轉(zhuǎn)速。電機轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速和主軸最高轉(zhuǎn)速應相接近。 顯然，從傳動件在高速運轉(zhuǎn)下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮，軸不宜將電機轉(zhuǎn)速降得太低。但如果軸上裝有摩擦離合器一類部件時，高速下摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，軸轉(zhuǎn)速也不宜太高車床的軸轉(zhuǎn)速一般取 700 1000 r/右比較合適。另外也要注意到電機與軸的傳 購買設計文檔后加 費領取圖紙 9 動方式，如用帶輪傳動時，降速比不宜太大，和主軸尾部可能干涉。 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速 對于中間傳動軸的轉(zhuǎn)速的考慮原則是：妥善解決結(jié)構(gòu)尺寸大小與噪音、振動等性能要求之間的矛盾。 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速較高時，中間傳動軸和齒輪承受扭矩小 ，可以使軸徑和齒輪模數(shù)小些，從而可以使結(jié)構(gòu)緊湊。但是，這將引起空載功率和噪音加大。從經(jīng)驗知：主軸轉(zhuǎn)速和中間傳動軸的轉(zhuǎn)速時，應結(jié)合實際情況作相應修正： 1、對于功率較大的重切削機床，一般主軸轉(zhuǎn)速較低，中間軸的轉(zhuǎn)速適當取高一些對減小結(jié)構(gòu)尺寸的效果較明顯。 2、對高速輕載或精密機床，中間軸轉(zhuǎn)速宜取低一些。 3、控制齒輪圓周速度 8 ，在此條件下，可適當選用較高的中間軸轉(zhuǎn)速。 轉(zhuǎn)速圖擬定 運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已經(jīng)知道了，而且根據(jù)設計出來的各級齒輪的傳動比，這樣 就可以擬定主運動的轉(zhuǎn)速圖，使主運動逐漸具體化。 電動機 軸 軸 主軸4510315423034023635454381512001800150010000 . 5 3 4 ： 15 3 ： 3 12 0 ： 6 23 5 ： 4 75 4 ： 4 11 7 ： 6 6此車床集中傳動 :公比為 ,級數(shù) Z=12,變速范圍 R=1800/45=40。 購買設計文檔后加 費領取圖紙 10 4 主傳動動力計算 齒輪的計算 定齒輪齒數(shù)和模數(shù)（查表法） 可以用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便。根據(jù)上面計算的傳動比和初步定出的小齒輪齒數(shù)，查表即可求出齒輪副齒數(shù)之和，再減得大齒輪的齒數(shù)。 用查表法求軸和軸上的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 常用傳 動比的適用齒數(shù)（小齒輪）（見參考書 1第 20頁）。 選取時應注意： 不產(chǎn)生根切。一般取 18 20； 保證強度和防止熱變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 2m,一般取5T/m。 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應當相等。若模數(shù)相同，則齒數(shù)和亦應相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。機床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào)整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齒數(shù)差不能超過 3 4個齒。 防止各種碰撞和干涉。 三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒 數(shù)差應大于 4。 所以，可以假設其中最小的齒輪 2 齒數(shù)為 20，而且由上可知，齒輪 2 和齒輪5之間的傳動比為 常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表，可找到最接近的傳動比為 時的齒數(shù)之和為 82。可得大齒輪齒數(shù)為 62。 齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復雜 ,而且有些系數(shù)只有在齒輪各參數(shù)都已經(jīng)知道后方可確定 ,所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算： m 323 1 購買設計文檔后加 費領取圖紙 11 其中 =× 齒輪點蝕的估算： A 3703 其中 大齒輪的計算轉(zhuǎn)速 , 由中心距 212 1 根據(jù)估算所得m和 較大得值 ,選取相近的標準模數(shù) 以齒輪 2和齒輪 5為例 輪帶i × n=1500× 01 r/=m 323 062 3703 220 以 ,根據(jù) 取 ,為了保證模數(shù)一定滿足要求 ,假設齒輪 2和齒輪 5的模數(shù)為 3 由此可知 ,輸入軸 1和傳動軸 2之間的中心距為 A=2 )52( =2 )3342(3 =理且根據(jù) 1 軸和 2 軸之間的距離始終為 得出 1 軸和 2 軸之間其余的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 分別為 0 8 4 7 購買設計文檔后加 費領取圖紙 12 確定齒輪 的齒數(shù)和模數(shù)（計算法）并校核 以齒輪 8和 9為例 , 設計時采用最高轉(zhuǎn)速，即齒輪 10的轉(zhuǎn)速為 1800r/知該組齒輪傳遞的功率為 知傳動比為 89i 設齒輪對稱布置 ,使用壽命為 8 年 ,每年以 300工作日計 ,兩班制 ,中等沖擊 ,齒輪單向回轉(zhuǎn)。 1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇 因傳遞功率不大、轉(zhuǎn)速不高、材料按 表7采用 55鋼，鍛造毛坯，大齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。 齒輪精度用 6級，軟齒表面粗糙度為 軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，取齒輪 8 的齒數(shù)為 17，則齒輪 9 為 17/6 2、設計計算 （ 1）、設計準則 按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （ 2）、按齒面接觸疲勞強度設計 311 )1(2 u 2 1T =1 1 3 2 9 0 0 由圖 7 , 由圖 7 , 應力循環(huán)次數(shù) 7算 66/830016171 8 0 0601 N = 2N 9 由圖 71 圖 71 2 購買設計文檔后加 費領取圖紙 13 由表 7得接觸疲勞安全系數(shù) ,彎曲疲勞安全系數(shù) 選 前面的式子求得許用接觸應力和許用彎曲應力 80 12 7 1 22 3 2 2 3 01l i ml i 2 3002l 2 將有關(guān)值代入式子 得 3 11 )1(2 u = 3266831 1 3 2 9 =2 則 100060 111 t 查圖 79.1由表 7K ;由表 7K;取1K ;則 修正 2 11 由表 7.3m 3校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 77核大小齒輪的彎曲強度 購買設計文檔后加 費領取圖紙 14 1213211 3 2 9 I 2 2 所以，初選的齒輪齒數(shù)和 計算出的模數(shù)符合要求。 求得齒輪 8和 9的齒數(shù)和模數(shù)分別為 7 .5 6 中齒輪 8 的齒數(shù)為 17，有可能會發(fā)生根切現(xiàn)象，所以要修正齒輪，用變位修正法求得 8 齒輪的變位系數(shù)為 +同樣的方法可以求得其他齒輪的變位系數(shù)。 列出各齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、和變位系數(shù) 編號 模數(shù) 齒數(shù) 齒形角 變位系數(shù) 1 3 30 20 + 3 42 20 + 3 24 20 0 4 3 48 20 3 33 20 0 6 3 47 20 0 7 3 27 20 0 8 3 54 20 + 3 21 20 0 10 3 59 20 +1 3 35 20 0 12 3 69 20 0 購買設計文檔后加 費領取圖紙 15 13 3 21 20 0 14 3 83 20 0 齒輪材料為 45鋼 ,熱處理為齒部淬火處理 齒輪的精度設計； 齒輪精度設計的方法及步驟： 1、確定齒輪的精度等級； 2、齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定； 3、計算齒輪副側(cè)隙和確定齒厚極限偏差代號； 4、確定齒坯公差和表面粗糙度； 5、公法線平均長度極限偏差的換算； 6、繪制齒輪零件圖。 以齒輪 9為例：齒數(shù)為 66，模數(shù)為 位系數(shù)為 0。 確定齒輪的精度等級 由于該齒輪是主軸箱內(nèi)的齒輪，對傳動精度和穩(wěn)定性的要求都比較高，主要要 求 的 是 傳 動 平 穩(wěn) 性 精 度 等 級 。 據(jù) 圓 周 速 度 100060 00 34 對于如此要求高的齒輪采用 6級精度。 齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 該齒輪屬中等精度，且為批量生產(chǎn)查表 12、據(jù) 3 及 71 查表 12 12 12 第公差組 36 25F 45第公差組 911差組 9 計算齒輪副的最小極限側(cè)隙2油池潤滑和 nn 購買設計文檔后加 費領取圖紙 16 s 2 22112 tn 6 根據(jù)齒輪和箱體的材料，從材料手冊上查得，鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別為c /1 ， c /2 。 傳遞的中心距 1766(21( 6 所以， 確定齒厚極限偏差代號 齒厚上偏差 由式（ 12 c a n 22212216 式中 F 前面已查得 9F m 表 12級精度查得 mf 111 mf 92 由表 126級精度查得 20， 所以，代入數(shù)據(jù)得 56 ， 因為 ± 11由圖 122，因此 666 齒厚下偏差 可知 22 ta 6 查表 12 6 級 精 度 齒 輪 36 ，查表 12r ，所以 購買設計文檔后加 費領取圖紙 17 mT s 22 377166 由圖 122，因此 mE 1 3 21112 至此，小齒輪的精度為： 6定齒坯公差、表面粗糙度 齒輪內(nèi)孔是加工、檢驗及安裝 的定位基準，對 6 級精度的齒輪，由表 12孔尺寸公差為 孔直徑為 85差按基準孔 齒輪內(nèi)孔的下偏差為 0，上偏差為 +孔的形狀公差按 6級決定或遵守包容原則。 定位端面的端面圓跳動公差由表 12 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準，不作為檢驗基準，故其公差選用 頂圓直徑 3 8211 ，偏差按基準軸 h 選取 ,即下偏差為 偏差為 0。 齒輪的表面粗糙度按 7級查表 12表面粗糙度面孔準端面頂圓 公法線平均長度極限偏差的換算 公法線的公稱長度 k,可從機械設計有關(guān)手冊中查得或按式 122跨齒數(shù) 16(2( 6 該齒輪為中模數(shù)齒輪，控制側(cè)隙的指標宜采用公法線平均長度極限偏差換算式 12 12 12m s i o i o s 6 購買設計文檔后加 費領取圖紙 18 s i 520s i o 2s i o s 6 第五章 主軸的設計和驗算 主軸的結(jié)構(gòu)設計 （ 1）初步確定軸的直徑 483 556551303 000 （ 根據(jù)工作條件，取 90d 2）傳動軸受力分析 360 11 mt （ 3 1062222co 4 4co s 1 N （ 2062222s i 4 4062222s i n N （ （ 3）繪制傳動軸的受力簡圖，如圖所示，求支座反力 垂直面支反力： 由 0得： 0257 032 （ 購買設計文檔后加 費領取圖紙 19 12/3 6 3 12/3 6 023 由 0Y ，得： 6 3 1 （ 水平面支反力： 由 0得： 032 （ 6 4 423 L 由 0Z ，得： 9 6 3 1 （ （ 4）作彎矩圖： 垂直面彎矩 ： 4 9 9 0 8 92 · （ 水平面彎矩 ： 8 0 3 6 02 · （ 合成彎矩 M 圖： 82 2222 · （ （ 5）作轉(zhuǎn)矩 T N· 購買設計文檔后加 費領取圖紙 20 主軸的強度校核 按彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。由文獻 1， 15知，取 ，軸的計算應力 3252232 （ 選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻 1表 115 可知， 601 此， 1 故安全。 （ 7）精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 引起的應力集中最嚴重，而 V 受的彎矩較大；從受載的情況來看，截面 C 的應力最大，但應力集中不大，故 需校核截面 V。 截面 抗彎截面系數(shù) 3 dW （ 抗扭截面系數(shù) 5 4 8 8 0 01 4 3 （ 截面 為 M （ 截面 為 32000001 T 截面上的彎曲應 4 4 00 6 6 5 70 （ 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 8 8 0 03 2 0 0 0 0 01 T （ 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻 1表 115 可知， 640B 購買設計文檔后加 費領取圖紙 21 2751 1551 由文獻 1 附表 83 可知，用插入法求出 k， 文獻 1 附圖 43 可知，表面質(zhì)量系數(shù)為： 軸未經(jīng)表面強化處理， 1q 固得綜合系數(shù)為 （ 由文獻 1 § 13 ，§ 23 可知，碳鋼的特性系數(shù) 取 取 所以軸在截面 （ （ （ 故該軸在截面 截面 購買設計文檔后加 費領取圖紙 22 抗彎截面系數(shù) 3 dW 抗扭截面系數(shù) 4 3 9 4 0 01 3 3 截面 為 M 面 為 3200000T 截面上的彎曲應力 9 7 00 6 6 5 70 面上的扭轉(zhuǎn)切應力 9 4 0 03 2 0 0 0 0 01 T面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按文獻 1附表 23 查取。因 ， 又由文獻 1附圖 13 可得軸的材料的敏感系數(shù)為 q ， q 故有效應力集中系數(shù)按文獻 1，附 43 為 (1 （ (1 由文獻 1附圖 23 可得軸的截面形狀系數(shù)為 由文獻 1附圖 33 可得軸的材料的敏感扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)為 綜合系數(shù)為 購買設計文檔后加 費領取圖紙 23 所以軸在截面 51 故該軸在截面 結(jié)論 在最近的一段時間的畢業(yè)設計，使我們充分把握的設計方法和步驟，不僅復習所學的知識，而且還獲得新的經(jīng)驗與啟示，在各種軟件的使用找到的資料或圖紙設計，會遇到不清楚的作業(yè)，老師和學生都能給予及時的指導，確保設計進度本文所設計的是車床 多級齒輪主傳動系統(tǒng)的設計，通過初期的定稿，查資料和開始正式做畢設，讓我系統(tǒng)地了解到了所學知識的重要性，從而讓我更加深刻地體會到做一門學問不易，需要不斷鉆研，不斷進取才可要做的好，總之，本設計完成了老師和同學的幫助下，在大學研究的最后，感謝幫助過我的老師和同學，是大家的幫助才使我的論文得以通過。 購買設計文檔后加 費領取圖紙 24 致 謝 直到今天，論文總算完成了，我的心里感到特別高興和激動，在這里，我打心里向我的導師和同學們表示衷心的感謝！因為有了老師的諄諄教導，才讓我學到了很多知識 和做人的道理，由衷地感謝我親愛的老師，您不僅在學術(shù)上對我精心指導，在生活上面也給予我無微不至的關(guān)懷支持和理解，在我的生命中給予的靈感，所以我才能順利地完成大學階段的學業(yè)，也學到了很多有用的知識，同時我的生活中的也有了一個明確的目標。知道想要什么，不再是過去的那個愛玩的我了。導師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，創(chuàng)新的學術(shù)風格，認真負責，無私奉獻，寬容豁達的教學態(tài)度都是我們應該學習和提倡的。通過近半年的設計計算，查找各車床多級齒輪主傳動系統(tǒng)的相關(guān)資料，論文終于完成了，我感到非常興奮和高興。雖然它是不完美的，是不是最好的，但在我 心中，它是我最珍惜的，因為我是怎么想的，這是我付出的汗水獲得的成果，是我在大學四年的知識和反映。四年的學習和生活，不僅豐富了我的知識，而且鍛煉了我的個人能力，更重要的是來自老師和同學的潛移默化讓我學到很多有用的知識，在這 購買設計文檔后加 費領取圖紙 25 里，謝謝老師以及所有關(guān)心我和幫助我的人，謝謝大家。 參考文獻 1張福學編著 北京：電子工業(yè)出版社， 2000。 2何發(fā)昌著，邵遠編著 . 車床主傳動系統(tǒng)的原理 等教育出版社， 1996。 3宋學義著 . 車床多級齒輪傳動主傳 動系統(tǒng)速查手冊 . 北京：機械工業(yè)出版社， 4陳奎生著 . 氣與氣壓傳動 . 武漢：武漢理工大學出版社， 5國）有限公司 . 車床主傳動系統(tǒng)實用技術(shù) . 北京：機械工業(yè)出版社，6徐文燦著 . 車床主傳動系統(tǒng)設計 . 北京：機械工業(yè)出版社， 1995。 7曾孔庚