《畢業(yè)設(shè)計論文變速裝置設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計論文變速裝置設(shè)計（43頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 第 1章 設(shè)計任務(wù)書 1.1 已知條件 1.出軸功率： ； 2.軸轉(zhuǎn)速 ：，； 3.情況：三班制間隙工作，載荷有輕微沖擊，電動機單向運轉(zhuǎn)，電機的基準負載率： =60﹪ (按連續(xù)工作計算)； 4.折舊期（5年）； 5.環(huán)境：有灰塵，環(huán)境溫度為35℃； 6.間隔期：三年一次大修，兩年一次中修，一年一次小修。 7.動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V。 8.速度允許誤差: 2﹪。 1.2 設(shè)計工作量 1.減速器轉(zhuǎn)配圖1張（）； 2.零件工作圖1張（）； 3.設(shè)計說明書（43頁）。 1.3 設(shè)計簡圖 設(shè)計簡圖給出了基本的

2、傳動裝置和結(jié)構(gòu)。 簡圖如下： 圖1.1 第2章 傳動裝置的確定 2.1 組成 傳動裝置由電動機，變速裝置，工作機組成。 2.2 特點 齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸間載荷分布不均勻，要求軸有較大德爾剛度，采用錐齒和直齒結(jié)合的方式傳動平穩(wěn)。 2.3 確定傳動方案 考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其最終確定的傳動方案如設(shè)計簡圖所示。 第3章 選擇電動機 3.1 計算電機所需功率 ——V帶傳動功率 ——滾子軸承（稀油潤滑）效率 ——圓錐齒輪傳動效率 ——圓柱齒輪傳動效率 ——鏈傳動 ——聯(lián)軸器 —

3、—電機至工作機之間的傳動裝置的總功率 ——工作機所需功率 ——電動機所需功率 =0.96 =0.98 =0.97 =0.98 =0.96 =0.95 ==0.960.970.980.960.95=0.76 ==100.960.95=9.12kw = 3.2 確定電動機的轉(zhuǎn)速 取v帶傳動比i=2~4 圓柱齒輪和圓錐齒傳動各為1. 電機所需功率9.6kw，電機的基準負載率為60﹪，三班倒間歇工作，載荷有輕微沖擊，電動機單向運轉(zhuǎn)，按連續(xù)工作計算；確定電動機的轉(zhuǎn)速為額定功率13kw，型號YZR180L—6 電動機外形尺寸如下：

4、 表3.1 機座號 安裝尺寸 H A B C CA K D E F G GD 螺栓直徑 180L 180 279 279 121 180 15 55 110 82 14 19.9 9 M12 外形尺寸 180L AC AB HD BB L LC HA 360 360 460 380 685 800 22 3.3 計算傳動裝置的總傳動比 總傳動比 取=2.0 則 = =(1.3~1.5) 取=1.4 經(jīng)計

5、算 =1.76 =1.25 ——帶輪傳動比 ——高速級傳動比 ——低速級傳動比 3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 將傳動裝置的各軸由高速到低速依次定位1軸，2軸，3軸，4軸，5軸 ，，……—各軸的轉(zhuǎn)速（） ，，……—各軸的輸入功率（kw） ，，……—各軸的轉(zhuǎn)矩（Nm） ，，……—相鄰兩軸間的傳動效率 —電動機額定功率 —電動機滿載轉(zhuǎn)速（） —電動機實際所需的輸出功率（kw） 工作機所需功率 工作機轉(zhuǎn)速（） 工作機上的轉(zhuǎn)矩（Nm） 3.4.1 各軸轉(zhuǎn)速 3.4.2 各軸輸入功率 3.4.3 各軸輸

6、入轉(zhuǎn)矩 運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表： 表3.2 運動和動力參數(shù)結(jié)果 軸名 功率kw 轉(zhuǎn)矩Nm 轉(zhuǎn)速 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 9.6 95.20 963 1 9.22 9.03 182.78 179.12 480 2 8.94 8.76 312.06 305.82 272.73 3 8.76 8.58 382.27 374.60 218 4 8.32 8.15 363.16 355.90 218 5 8.0 7.84 348.63 341.65 218

7、 第四章 傳動零件的設(shè)計計算 4.1 普通v帶傳動 4.1.1 設(shè)計V帶 V帶與帶相比，當量摩擦系數(shù)大，能傳遞較大的功率，且結(jié)構(gòu)緊湊，在機械傳動中應(yīng)用最廣。其主要步驟有：確定計算功率、選擇普通v帶的型號、確定兩帶輪的基準直徑 、驗算帶速、確定中心距a和帶的基準長度、驗算小帶輪包角、計算v帶根數(shù)z、計算單根v帶的初拉力、帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計、計算作用在軸上的壓力。 1. 確定計算功率 在反復(fù)啟動，工作條件惡劣的場合，應(yīng)取表值的1.2倍。 查表得 =1.2 則 ——工作情況系數(shù) 2. 選擇普通v帶的型號 根據(jù)=11.52 =960 選擇B型v帶 3.

8、 確定兩帶輪的基準直徑 B型v帶 =112~140mm 取=125mm =（1-?） ==960 ===480 =（1-?） =21251 =250mm 帶傳動的滑動率 ?=0.01~0.02 取整=250mm符合帶輪直徑： 4. 驗算帶速 V==6.30 帶速v在5~25范圍內(nèi)，符合要求 5. 確定中心距a和帶的基準長度 初步確定中心距 0.7（+）≤≤2（+） 0.7（125+250）≤≤2（125+250） 22.5≤≤750 取=1.5（+）=1.

9、5（125+250）=560mm 帶的基準長度計算公式由下求得： =2+（+）+ =2560+(125+250)+ =1120+588.75+6.98 =1715.72 選定與計算值相近的帶的基準長度的標準值 長度修正系數(shù)=0.95 ≈+ =560+ 602.14mm 取a=602mm 考慮到安裝調(diào)整和張緊的需要中心距應(yīng)有調(diào)整量 一般取 =-=602.14-0.0151800=575.14mm =+0.03=602.14+0.031800

10、=656.14mm 6. 驗算小帶輪包角 =180-57.3 =180-57.3 =168≥120 由于≥120滿足條件 包角數(shù)=0.98 7. 計算v帶根數(shù)z 在=2 ，=963的情況下 單根B型v帶的基本額定功率=1.67，單根B型v帶的額定功率沖量△=0.30 單根v帶在實際工作條件下所能傳遞的許用功率[] []=(+△) =(1.67+0.30) 0.980.95 =1.83kw z≥==6.30 取z=7根 一般情況下z≤10根，

11、則符合條件 8. 計算單根v帶的初拉力 查B型v帶的每米長質(zhì)量q=0.17 單根v帶的初拉力為： =（）+ = （-1）+0.17 =2.09.32 9. 計算作用在軸上的壓力 =2zsin = 27209.32sin =2914.42N 10. 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 V帶輪的一般有具有輪槽的輪緣（帶輪的外緣部分） 、輪輻（輪緣與輪轂相連的部分）和輪轂（帶輪和軸相配合的部分）三部分組成。普通v帶輪最常用的材料是灰鑄鐵；當帶的速度v≤25時，可用HT150。 11. 設(shè)計結(jié)果 選用7根B—1800GB1

12、1544—1989普通v帶，中心距a=602mm，直徑=125mm， =250mm，軸上壓力=2914.42N，帶輪的具體結(jié)構(gòu)形式及尺寸可參考圖紙 。 表4.1 B型v帶的輪槽尺寸： 帶 項目 Bd e f б B Ф B型 v帶 14 4 12 19 1.25 8 139 40 B=(Z-1)e +2f =(7-1) 19+212.5 =139mm 4.2 錐齒輪設(shè)計 4.2.1 精度等級 材料為45﹟剛度，硬度為250HBS;若為減速器，精度等級為8級；用途為一般機械中的齒輪，不屬于

13、分度系統(tǒng)的機床齒輪，飛機，拖拉機中不重要的齒輪，紡織機械，農(nóng)業(yè)機械中的重要齒輪；圓周速度：v≤3。 4.2.2 確定設(shè)計準則 由于該減速器為閉式齒輪傳動，且兩齒輪均為齒面硬度HBS小于或等于350的軟齒面、齒面點蝕為主要的失效形式。應(yīng)選按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸。然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度。 4.2.3 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 4.2.3.1 轉(zhuǎn)矩 = =95.202.00.96N?m =182.78N?m 4.2.3.2

14、 轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)K 工作機械的載荷特性為中等沖擊，取K=1.4 4.2.3.3 齒數(shù)和齒寬系數(shù) 錐齒輪1的齒數(shù)取為24，則錐齒輪2的齒數(shù) 圓整得=43 實際齒數(shù)比為 齒數(shù)比的誤差為％＜5％ 4.2.3.4 分度圓錐角 和 的計算 Tan=1.1917 =60.83 齒輪相對于軸承的位置為不對稱布置而且齒面為軟吃面，故取=0.5 4.2.3.5 許用接觸應(yīng)力 查得安全系數(shù) =1.0 =60nj=604801（105240）= === N——齒輪轉(zhuǎn)速， J——除了轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)時同側(cè)齒面嚙合次數(shù) ——齒輪的工作壽命

15、 有接觸疲勞壽命系數(shù)曲線得 =1.04 =1.09 ===624Mpa ===654Mpa 材料的彈性系數(shù)=189.8（Mpa） ≥gu = = =10.88mm m===4.4 圓整得 取標準模數(shù)m=4.5 4.2.3.6 主要尺寸計算 =m=4.524=108mm =m=4.543=193.5mm 錐距 ： R===110.79≈110.80mm 齒寬 ： b≤R=110.8=36.9mm 取b=30mm 4.2.3.7 按齒根彎曲疲勞強度校核 1. 齒形系數(shù) 由標準外齒輪的齒

16、數(shù)系數(shù)表查的 =2.6 =2.4 2. 應(yīng)力修正系數(shù) 由標準外齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)表查得 =1.59 =1.68 3. 許用彎曲應(yīng)力 由試驗齒輪的彎曲疲勞極限圖查得 =220Mpa =230Mpa 由軟齒面（≤350HBS）的安全系數(shù)查表得 =1.3 由其安全疲勞壽命系數(shù)表查得 ==1 齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力為 故 = = =4.24 圓整取=4.5 與齒面接觸疲勞計算結(jié)果相吻合。則強度滿足要求 鹽酸齒輪的圓周速度 由常用精度等級齒輪的加工發(fā)放表校核得

17、選B級精度是合適的 4. 幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖 以大齒輪為例，齒輪的齒頂圓直徑為 =+=193.5+24.5=197.88mm 由于≤200mm,所以齒輪應(yīng)采用實體式結(jié)構(gòu)。 5. 齒輪3與齒輪1呈對稱分布，平衡軸向和徑向間的擺動，其結(jié)構(gòu)尺寸與齒輪1相同。 6. 計算齒輪1，2，3的結(jié)構(gòu)參數(shù) 分度圓錐角： =19.17 =60.83 分度圓直徑： =105.88mm =193.5mm 齒頂高： ===4.51=4.5mm 齒根高： ==（+） =（1+0.25）4.5 =53625mm

18、 齒頂圓直徑： =+cos =105.88+24.5cos39.17 =112.85mm =+cos =193.5+24.5cos60.38 =197.88mm 齒根圓直徑： =-cos =105.88-24.5cos39.17 =98.90mm =-zhacos =193.5-24.5cos60.38 =189.11mm ===110.80mm ≤=110.80=36.9mm

19、 取 ==35mm 齒頂角： ==10.62 ==10.62 齒根角： =arctan=arctan=10.62 =arctan=arctan=10.62 齒頂圓錐角： =+=39.17+10.62=49.79 =+=60.83+10.62=71.45 齒根圓錐角： =-=39.17-10.62=28.55 =-=60.83-10.62=50.21 當量齒數(shù)： ===30 ===88 齒

20、輪1，2，3的結(jié)構(gòu)參數(shù)表： 表4.2 齒輪1，2，3的結(jié)構(gòu)參數(shù) 齒 輪 項 目 齒輪1 齒輪2 齒輪3 分度圓錐角 39.17 60.83 39.17 分度圓直徑 105.88 193.5 105.88 齒頂高 4.5 4.5 4.5 齒根高 5.625 5.625 5.625 齒頂圓直徑 112.85 197.88 112.85 齒根圓直徑 98.90 189.11 98.90 錐距 110.80 110.80 110.80 齒寬 35 35 35 齒頂角 120.62 10.62 10.6

21、2 齒根角 10.62 10.62 10.62 齒頂圓錐角 49.79 71.45 49.79 齒根圓錐角 28.55 50.21 28.55 當量齒數(shù) 30 88 30 4.3 齒輪設(shè)計 4.3.1 選擇齒輪材料及精度等級 齒輪4選用45＃ 調(diào)質(zhì)，硬度220～250HBS，齒輪4選用45＃正火，硬度為170～210HBS由于該機構(gòu)為普通變速裝置，許昂9級精度，要求齒面粗糙度≤6.3um 4.3.2 確定設(shè)計準則 由于該減速器為閉式齒輪傳動，且兩齒輪均為齒面硬度HBS小于等于350的軟齒面，齒面電蝕為主要的失效形式，應(yīng)選用按齒面接觸疲勞強度進

22、行設(shè)計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度。 4.3.3 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 1. 轉(zhuǎn)矩 ＝182.781.760.97＝312.06nm 2. 載荷系數(shù) 由原動機工作機械的載荷特性為中等沖擊 則 取＝1.2 3. 齒數(shù)和齒寬系數(shù) 齒輪4的齒數(shù)取為24，齒輪的齒數(shù)取為＝33 則大齒數(shù) ＝＝1.2524＝30 小齒數(shù) ＝＝24＝27 實際齒數(shù)比為： ＝＝＝＝1.25＝ 齒數(shù)比的誤差為：＝＝0﹤5﹪ 因二級齒圓柱齒輪為不對稱布置，而齒輪表面為軟齒面，選?。?.5 4. 許用接觸應(yīng)力[]

23、 =580Mpa =580Mpa =600Mpa 由試驗齒輪接觸疲勞極限圖查的 硬度≤350HBS 軟齒面的安全系數(shù)表 ＝1.3 ＝60 ＝60272.731（105240） ＝3.4 ＝60 ＝60272.731（105240） ＝3.4 ===2.7 ===2.7 5. 由接觸疲勞壽命系數(shù)表查得 ＝＝1.1 ＝＝1.1 ＝＝＝580Mpa ＝＝＝580Mpa 故 ≥76.43

24、 =76.43 =118.29 M＝ ＝＝4.9mm 圓整取得m＝5.0 ； ＝4.5 4.3.4 主要計算尺寸 ＝＝5.024＝120mm ＝＝5.030＝150mm ＝＝0.5120＝60mm ＝60+5＝65mm 同理：＝＝4.533＝148.5mm ＝＝4.527＝121.5mm ＝＝0.5148.5＝74.25mm ?。?5mm ＝80mm 則＝+=65+80=145mm 4.3.5 按齒根彎曲疲勞強度校核 1. 齒形系數(shù) ＝2.6 ＝2.54 ＝2.5

25、＝2.6 2. 應(yīng)力修正系數(shù) ＝1.59 ＝1.63 ＝1.64 ＝1.60 3. 許用彎曲應(yīng)力 由試驗齒輪得彎曲疲勞極限圖可知 ＝240Mpa ＝270Mpa ＝230Mpa ＝250Mpa 由安全系數(shù)表查得軟齒面≤350HBS得安全系數(shù)為 ＝1.3 彎曲疲勞壽命系數(shù)表查得 ＝1 ＝1 ＝1 ＝1 ===184.62Mpa ===169.23Mpa ===176.92Mpa ===192.30Mpa 故： = =2.61.59 =86Mpa＜ = =2.5

26、41.63 =63.61Mpa＜ = =2.461.65 =37.53Mpa＜ = =2.461.65 =30Mpa＜ 齒根彎曲強度校驗合格。 4.3.6 驗算齒輪的圓周速度 ===1.7 ===2.12 由常用精度等級齒輪的加工方法可知，選9級精度是合適的 4.3.7 幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖 以大齒輪為例，齒輪的齒頂園直徑為=+zha=225+251=235mm 由于200mm＜＜500mm，所以采用腹板式結(jié)構(gòu)。齒輪零件工作圖略。 1. 齒輪5和6的尺寸參數(shù)計算 分度圓直徑： =120 =148.5

27、 =150 =121.5 基圓直徑： =cos20=120cos20=112.76mm =cos20=150cos20=140.95mm =cos20=148.5cos20=139.54mm =cos20=121.5cos20=114.17mm 齒頂高： ==1.05=5.0 ==1.04.5=4.5 齒根高： =（+）=（1+1.25）5=6.25 =（+）=（1+1.25）5=5.

28、625 齒高： =+=5.0+6.25=11.25 =+=4.5+5.625=10.125 齒隙： ==0.255=1.25 ==0.254.55=1.125 齒頂圓直徑： =+=120+25=130 =+=150+25=160 =+ =148.5+24.5=157.5 =+=121.5+24.5=130.5 齒根圓直徑：=-=120-25=110 =-=1

29、50-25=140 =- =148.5-24.5=139.5 =-=121.5-24.5=112.5 齒距： ==5.03.14=15.6 ==4.53.14=14.13 齒厚： ===8.8 ===7.06 齒槽寬： ===8.8 ===7.06 標準中心距： ===135 ===135 == 符合滑移變速要求。 2

30、. 齒輪4，5及滑移齒輪6（61和62兩個單齒輪）的幾何尺寸數(shù)據(jù)表 如下表所示： 表4.3 齒輪4、5、6的結(jié)構(gòu)參數(shù) 齒 輪 項 目 齒輪4 齒輪5 齒輪61 齒輪62 分度圓直徑 120 148.5 150 121.5 基圓直徑 112.76 139.54 140.95 114.17 齒頂高 5.0 4.5 5.0 4.5 齒根高 6.25 5.625 6.25 5.625 齒高 11.25 10.125 11.25 10.125 齒隙 1.25 1.125 1.25 1.125 齒頂

31、圓直徑 130 157.5 160 130.5 齒根圓直徑 110 139.5 140 112.5 齒距 15.6 14.13 15.6 14.13 齒厚 8.8 7.06 8.8 7.06 齒槽寬 8.8 7.06 8.8 7.06 標準中心距 135 135 135 135 第5章 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 5.1 高速軸的設(shè)計 5.1.1 材料 選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查到45號鋼的值D和C值。 =35Mpa C=110 又由軸的常用材料及其主要力學(xué)性能表查得

32、 =627Mpa =60Mpa 5.1.2 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑（最小直徑） 由軸的設(shè)計公式的：≥=110=27 又由于裝小帶輪的電動機軸徑=55mm，且告訴軸第一段軸徑裝配大帶輪，考慮到軸的最小直徑處要安裝帶輪，會有鍵槽存在，故需將軸的直徑加大3~5﹪，由設(shè)計手冊取得標準直徑=45mm 5.1.3 軸承的選擇 根據(jù)=45mm，選定深溝球軸承6309 其=100， =25； =25 極限轉(zhuǎn)速在潤滑油的條件下為8000 5.1.4 設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 1. 作出裝配簡圖，擬定軸上零件的裝配方案

33、 確定軸上零件的位置和固定方式 確定各軸段的直徑 確定各軸段的長度 選定軸的結(jié)構(gòu)細節(jié)，如圓角，倒角。退刀槽等的尺寸。 按彎扭合成強度校核軸徑 ①做水平面內(nèi)的彎矩圖，焦點反力為 ====1030N Ⅰ—Ⅰ截面處的彎矩為 =1030Nmm=60770Nmm Ⅱ—Ⅱ截面處的彎矩為 =1030Nmm=60770Nmm ②作垂直面內(nèi)的彎矩圖，交點反力為 ==N=-73.65N ==[763.8-(-73.65)]=837.5N Ⅰ—Ⅰ截面左側(cè)彎矩為 ==-73.65=-4345Nmm Ⅰ—Ⅰ截面右側(cè)彎矩為 ==837.529=2487.5Nmm

34、Ⅱ—Ⅱ截面處的彎矩為 ==837.529=2487.5Nmm 做合成彎矩圖 = Ⅰ—Ⅰ截面 Ⅱ—Ⅱ截面 作轉(zhuǎn)矩圖 2. 求當量彎矩 因變速裝置單向運轉(zhuǎn)，故可以認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)=0.6 Ⅰ—Ⅰ截面 Ⅱ—Ⅱ截面 確定危險面及校核強度 Ⅰ—Ⅰ截面 Ⅱ—Ⅱ截面 又知[]=60Mpa，滿足≤[]的條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有了一定的裕度 3. 修改軸的結(jié)構(gòu) 因設(shè)計軸的強度裕度不大，此軸不必再進行結(jié)構(gòu)修改 4. 繪制軸的零件圖 此為軸1的校核，對軸2，軸3只畫出受力圖，對強度不再進行校核

35、 5. 滾動軸承的靜強度計算 已知軸承上的徑向載荷=10000N，軸頸的直徑=45mm，轉(zhuǎn)速n=315，軸承預(yù)期壽命[]=6000h，使用條件正常 按壽命計算選取軸承 對于向心軸承，只承受徑向載荷時 由載荷系數(shù)表查得=1.2 計算額定動載荷 Cjs= 如果給定了軸承的預(yù)期壽命[]和軸承的當量動載荷，則軸承所需求的基本額定動載荷的計算值cjs，因該不大于所選軸承的基本額定動載荷 其式為： 選取軸承型號 由《機械設(shè)計手冊》查得1209軸承 5.1.5校核該軸和軸承： 作用在齒輪上的圓周力為：

36、 徑向力為： 作用在軸1帶輪上的外力： 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖： 求水平面的支承力 由得 并繪制水平面彎矩圖 求F在支點產(chǎn)生的反力 并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖 F在a處產(chǎn)生的彎矩： 求合成彎矩圖 考慮到最不利的情況，把與直接相加 =+= =+= 求危險截面當量彎矩 從圖可見，Ⅲ—Ⅲ處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)=0.6） == 計算危險截面處軸的直徑： 因為材料選擇45鋼＃調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得=650Mpa 查表得許用彎曲應(yīng)力=60Mpa，則：

37、≥ 因為＞==50mm＞，所以該軸是安全得. 5.1.6軸承壽命校核 軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷得作用，所以=，查課本259頁表16-9，10取=1，=1.2 ，取 按最不利考慮，則有：= = 則=，因此該軸符合要求。 5.1.7彎矩及軸的受力分析圖： 圖5.1 高速軸彎矩及受力分析 5.1.8鍵的設(shè)計與校核 根據(jù)=36， =106.9，確定V帶輪選鑄鐵HT200，草考教材表10-9 由于=36在（30~38）內(nèi)，故軸段上采用鍵b好： 108， 采用A型普通鍵 鍵校核為=1.75-3=60綜合

38、考慮取=50得 查表=（50~60）所選鍵為：bhl：10850 5.2 中間軸的設(shè)計 5.2.1 選取軸承 材料選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查表取=35MpaC=100 段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取=40 查手冊62頁表6-1選用6208軸承， 段裝配低速級小齒輪，且＞，取=45，。因為要比吃了孔長度少（2~3）。 段主要是定位高速級大吃了，所以=60，。 段裝配高速級大齒輪，取=45， 段要求裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取=45，查手冊選用6208軸承， 5.2.2 校核該軸和軸承： =74 =117 作

39、用在2，3齒輪上得圓周力： 徑向力： 求垂直面得支反力 計算垂直彎矩： 求水平面得支承力： 計算，繪制水平面彎矩圖： 求合成彎矩圖，最不利情況考慮： 求危險截面當量彎矩： 從圖可鍵，m—m n—n處截面最危險，其當量彎矩為：（取取折合系數(shù)=0.6） == == 計算危險截面處軸得直徑： N—n截面：≥ M—m截面：≥ 由于==45mm＞，所以該軸是安全得.

40、軸承壽命校核： 軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷得作用，所以=，查課本259頁表16-9，10取=1，=1.1，取 按最不利考慮，則有：= = 則=軸承使用壽命在 （2~3）范圍內(nèi)，因此該軸承符合要求。 5.2.3 彎矩及軸的受力分析如圖所示： 圖2 中間軸彎矩及受力分析 5.2.4 鍵的設(shè)計與校核 根據(jù)=45， =470.3Nm，參考設(shè)計手冊； 由于＞（44~50）所以取bh: 149 因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10—10的 采用A型普通鍵 =128-18=110取鍵長110。=82—12

41、=70取鍵長為70 根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為： 所選鍵為：bhl=14970 5.3 從動軸的設(shè)計 5.3.1 確定各軸段的直徑 1. 計算最小軸段直徑 因為軸主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按鈕轉(zhuǎn)強度計算， 考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取查手冊9頁表1—16圓整成標準值，取。 2. 為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設(shè)置軸肩，在第二端軸徑=70mm。查手冊85頁表7—2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取 =70mm 3. 設(shè)計軸段，為使軸承拆裝方便，查手冊62頁，表6—1，取采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承6215：{D=130,B=25, =84}。

42、=75 4. 設(shè)計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取 =80 5. 設(shè)計另一端軸頸取==75mm，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。 6. 輪裝拆方便，設(shè)計軸頭＞，查手冊92頁表1-16， 取=80mm。 設(shè)計軸環(huán)及寬度b 7. 使齒輪軸向定位，故取=+2h=80+2（0.0780+3）=97.2，取=100mm b=1.4h=1.4（0.0780+3）=12mm， 5.3.2 確定各軸段長度 有關(guān)聯(lián)軸器的尺寸決定==107mm，=m+e=L+5=50 因為m=-B-=54-25-10=19mm，所以=m+e=L+5=19+9+16+5=50mm 軸

43、頭長度=-（2~3）=125-3=122因為此段要比輪孔的長度短（2~3） =B+（2~3）=38 其他各軸段長度由結(jié)構(gòu)決定。 5.3.3 校核該軸和軸承： =97.5 =204.5 求作用力，力矩，危險截面的當量彎矩 作用在齒輪上得圓周力： 徑向力： 求垂直面得支反力 計算垂直彎矩： 求水平面得支承力： 計算，繪制水平面彎矩圖： 求F在支點產(chǎn)生的反力 求F在支點產(chǎn)生的彎矩

44、 求F在a產(chǎn)生的彎矩 求合成彎矩圖，最不利情況考慮：把和直接相加 +=100.1 求危險截面當量彎矩： 從圖可鍵，m—m 處截面最危險，其當量彎矩為：（取取折合系數(shù)=0.6） == 計算危險截面處軸得直徑： 因為材料選擇45號鋼調(diào)質(zhì)，考課表得=650Mpa，查 表得許用彎曲應(yīng)力=60Mpa ≥ 考慮到鍵槽的影響取=1.0557.5=60.3mm 因為=80mm＞，所以該軸是安全得. 5.3.4 軸承壽命校核： 軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷得作用，所以=，查課本259頁表16-9，10取=1，=1.2，取 按最不利考慮，則有：===

45、 = 則=， 軸承使用壽命為64.8，因此該軸的軸承符合要求。 1. 彎矩及軸的受力分析如圖所示： 圖3 低速軸的彎矩及受力分析 2. 鍵的設(shè)計與校核 根據(jù)=63， 裝聯(lián)軸器查課本153頁表10-9，選鍵bh： 1011，查本表得=（100~120） 因為=107初選鍵長為100，校核所以所選鍵bhl：1811100 =80齒輪查表所選鍵為：bh：2214查課本155頁表10—10的=(100~120) 因為=122初選鍵長為100，校核 所以所選鍵為： bhl=2214100 第6章 變速裝置機體結(jié)構(gòu)尺寸 變速裝置機體結(jié)構(gòu)尺

46、寸： 表6.1 變速裝置機體結(jié)構(gòu)尺寸 稱 名 項 目 符號 計算公式 結(jié)果 箱座厚度 =0.025a+3 10 箱蓋厚度 =0.02a+3 9 箱蓋凸緣厚度 =1.5 13.5 箱座凸緣厚度 =1.5 15 箱底座凸緣厚度 =2.5 25 地角螺釘直徑 =0.036a+12 M24 地角螺釘數(shù)目 6 軸承旁連接螺栓直徑 =1.7 M12 蓋與座連接螺栓直徑 =(0.5~0.6) M10 軸承端蓋螺釘直徑 =(0.4~0.5) 10 定位銷直徑 =(0.

47、3~0.4) 8 ,,分別到外箱壁的距離 34，22，18 分別到凸緣邊緣的距離 28，16 外箱壁至軸承端面的距離 = 50 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 =＞1.2 15 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 ＞ 10 箱蓋厚 =0.85 9 箱座肋厚 =0.85 0.5 軸承端蓋外徑 =+（5~5.5） 120（軸1） 125（軸2） 150（軸3） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 ≈ 120（軸1） 125（軸2） 150（軸3） 結(jié)論 本設(shè)計主要目的是使學(xué)生將理論與實踐

48、相結(jié)合，綜合運用大學(xué)所學(xué)知識，并且提高其分析問題、解決問題的能力。設(shè)計要求完成機械變速裝置。要求數(shù)據(jù)準確、方案可行。 設(shè)計思路是結(jié)合設(shè)計任務(wù)書要求，首先了解變速裝置設(shè)計的內(nèi)容組成，從而可以把握編寫的重點。其次，查閱編制依據(jù)及相關(guān)資料，列出幾個比較方案，從中確定最佳的可行方案、方法及工藝，并繪制裝配圖、零件圖。 預(yù)期成果：設(shè)計任務(wù)書、裝配圖、零件圖。 結(jié)束語 本設(shè)計為機械課程畢業(yè)設(shè)計，設(shè)計題目是“機械變速裝置”。全文主要包括三章：帶的 選擇和帶輪的設(shè)計，直齒圓錐齒輪的設(shè)計和圓柱齒輪的設(shè)計，軸的設(shè)計及校驗

49、其中軸的計較為復(fù)雜，它的尺寸及直徑的確定需要反復(fù)校核。因為是第一次寫畢業(yè)設(shè)計，里面涉及的計算和數(shù)據(jù)不是十分準確，而且圖紙的零件圖和裝配圖有一些問題，主要是設(shè)計的時候沒有注意細節(jié)，裝配的時候有一些誤差。 為期兩個月的畢業(yè)設(shè)計終于結(jié)束了，但還是比較擔心，因為自己的設(shè)計比較簡單，老師的眼光比較銳利，害怕把自己刷掉。我認為自己已經(jīng)盡力了，由于專業(yè)的原因，機械方面的知識比較貧乏，不是很扎實，設(shè)計的水平有限，所以找了一個課程設(shè)計的任務(wù)書來做。做完了覺得挺充實的，因為自己掌握了機械類的專業(yè)知識，而且還熟悉了繪圖的一些要領(lǐng)，是對自己能力的一個挑戰(zhàn)吧！ 這兩個月用一個字來描述的話就是“忙”，早出晚歸，一開始

50、不知道寫什么，就像一只蒼蠅，滿世界亂撞。上網(wǎng)查資料，問同學(xué)，問老師，一個個謎團隨之而解。要特別感謝的是我們的指導(dǎo)老師，給予我們的特別幫助，他自己工作很忙，還要抽出時間給我們做輔導(dǎo)。還有系里面教機械的老師，也給予我很大的幫助，不厭其煩的給我講解一些機械方面的困惑。同學(xué)和老師的幫助是我前進的動力，他們時常鼓勵我加油，向前看。 設(shè)計做完了，細細品來，覺得很有成就感，原來做設(shè)計可以學(xué)到這么多的東西，真是受益匪淺。常言“知足者常樂”，但是當我做了設(shè)計以后，覺得自己的知識還遠遠不夠，需要不斷的充電，在學(xué)習(xí)上做一個“不知足者常樂”的學(xué)生，為自己以后走上工作崗位打下堅實的基礎(chǔ)。最后要感謝的是養(yǎng)育自己長大成人

51、的父親和母親，他們辛勤的勞動就是為了我能夠在學(xué)校安心學(xué)習(xí)。想到這里覺得自己很慚愧，沒有做好，但我很驕傲作為他們的兒子。我會努力前進，永不言棄。 【參考文獻】 【1】《機械設(shè)計基礎(chǔ)》第二版 陳立得 主編 高等教育出版社 2008年2月 【2】《機械設(shè)計課程設(shè)計》第二版 王旭 王積森 主編 機械工業(yè)出版社 2007年8月 【3】《機械設(shè)計基礎(chǔ)》第二版 羅玉福 王少巖 主編 大連理工大學(xué)出版社 2006年7月 【4】《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第二版 清華大學(xué) 吳宗澤 北京科技大學(xué) 羅圣國 主編 高等教育出版社 1999年2月 【5】《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》 柴鵬飛 王晨光 主編 機械工業(yè)出版社 2008年1月 【6】《工程力學(xué)》 石懷榮 陳義平 主編 清華大學(xué)出版社 2007年3月