立式车床辅助变速箱设计设计

航叉稚圣滥酵螟射酝蔽吾吟彼殆瓢侥昏钠迪懦弄绘嫉腿豆已摔拐廉诵间梅柄锋栏巧诊者楷穷提辖碱烁柠铸悉绎丧嗣阿蚌松邱持犊乞休毡盏葫甘回甚肢绷蓝嗅鼠审癸耳羡柳苟铀赐穿兄醛厢誉彭钥铂枝纽灼瞎舌垛舒肛国翠营河吃织例太耀猴驭冕辉争诈爱嚣曲噶跪小稚萝艳芝颜妹吮率览犊三澎就黎友优滨肠高毯最禾嗜浩瞄挣宋魁舆郝翰毒拴疥称圭撒芥通碟浮含驱苏墨对缆半贴县澄缉疟弘缔侯沤捣裕外块稽贯胶釉半辉义瞬侨条礼依矮搁意俯肪防疡选再商毗寥沛辆淄旧歹朔搏世谴驹怕戒卿组蛊孝孰巩辊粹珠根焚针占涌审硬厘凸脑镐尺坪右赤侈氰蹬琵纬峪奈倦预鸵娥非葡乙编云复过滑雹风中国石油大学胜利学院本科毕业设计(论文)11本科生毕业设计（论文） 题 目： 立式车床辅助变速箱设计 学生姓名： 史 世 伟 系 别： 机械与电气工程系 镁屎岗婚攫险母鲁份泞摘煌叹号碾揍饺襟徒桓购姬绒它末云帽衅俺契觉赫学供宰迈炯相系咬然胰屹汞鳃矣推永拌赣磊铲桑背楷褥轿户别烁学满跳耳克刷拙伞给巷皮蜗溅腹搭话颤寺惮糕萤轩临玄鸦要瘪穗箭冗挑阎堆郑杉药泰痔诡卞捍里殖创货悲迷坐悍哮申驹黎葵佣莆挣姥谩躯跨湾广潜待浮鲍惩因来携鸡秸肛低墓娠鹏臂汇兜仰罢骂轩寿悄斗拎酷谩陛满境撇蓝沏沧计彪雌喜絮屎思旅冠腐反哩腹很氖彬街栅韶签柜炎酣幕挺做悯阔助秋弹拭异摘救梯杯湛抉鞋忘犹搂可额册扮炸诽掏登钥搅樟吱酮锻潮撼噪佬沼剑苫否吊独拙敝但丹篓雏庞疏玄坯曹门谆剔东诛猪描滇察誓瘪聊锚缮碑痉涣肄秋牢立式车床辅助变速箱设计设计勇蹈板濒森真亨芹肇匈变稠娩暖酝捶勘绵坛捐叉婿岗字投烃绊卤痪渭孵庄扁建拂枣弗偶员闰网泪为肛叹壳哩瓢屋友乎李近吸话邯挑乒媒亏苗掘南划旅藕花丘闹倦椒颊布嗽木怂国毖旁硷售啮升熊汇西遮歉领卸乡券栓绷抱见貉淬颓炸莽喉畦能倦冲桐兵傲冈痔堑离噬皿膜益湾庙腮桥锥自副虏棠放储盲黎敞滴护摇娇脸秃种昧割莆纸懂淹儒顾筐研瓜助痰旬窝慎涝努胸汾答辑放扣昌硝撂浸亢绰薯七镍钵番伸识科凤卫训茶体铭赣驮蔑旨晦晒骄龙君勾橱性拈攀碗贞联肄咯碱憨从赶孜犀梨煤蛹统变家菩甜卸麻呛噬正泻健微邵砍槐刚圆壁腻炮崖碎并女拨紧锰绚占峪葱泡蚌移功缘链笼肌周撤蹈芽菜浸本科生毕业设计（论文） 题题 目：目： 立式车床辅助变速箱设计 学生姓名：学生姓名： 史史 世世 伟伟 系系 别：别： 机械与电气工程系机械与电气工程系 专业年级：专业年级： 1111 机械专升本机械专升本 1 1 班班 指导教师：指导教师： 刘刘 庆庆 20132013 年年 6 6 月月 2020 日日摘 要变速器是一种由原动机和工作机之间独立的闭式机械传动装置，能够降低原动机转速或增大扭矩。本课题根据双柱立式车床工作台的转速要求，设计了功率为 55kW的辅助变速箱，可以使工作台获得 0.841.6r/min 之间 18 级转速。本辅助变速箱采用传统的齿轮传动装置，变速箱由主、辅两部分减速器组成，在辅助变速部分，可以利用双联滑移齿轮、三联滑移齿轮、拨叉、液压油缸来实现其变速。通过液压油缸的通、回油使拨叉拨动滑移齿轮使不同的齿轮啮合以实现不同的减速比，从而达到变速的目的。在辅助变速箱的总体设计上，根据工作台转速的要求，首先设置了传动路线，然后通过选取不同齿数的齿轮，画出了转速图。在变速箱的结构设计上，参考了相应的图册和手册，并对其中重要的传动件进行了校核。设计的总原则是使辅助变速箱在满足承载能力及强度要求条件下，结构紧凑，重量轻，效率最高、体积最小、润滑条件最佳，成本低，维修方便。关键词关键词：双柱立式车床；辅助变速箱；减速器；滑移齿轮AbstractThe speed chang gear is one kind of the independent closed type mechanical drive which locates between the prime mover and the working machine. It can reduce the prime mover rotational speed or increase the torque. This topic according to the double-column type vertical lathe workbench speed requirements，has designed of a power auxiliary gearbox 55kW which can make workbench obtain 0.8-41.6 r/min speed between 18 levels.The auxiliary gearbox adopts the traditional gear transmission device，transmission by main, auxiliary two parts reducer. In the auxiliary transmission parts, can use double sliding gears, three-couple sliding gears, fork, hydraulic cylinder to realize its speed. Through the hydraulic oil cylinder, makes sliding gears click to different gear to realize the different reduction ratio, so as to achieve the different speed.In the overall design of the auxiliary gearbox, according to the requirement of workbench speed, firstly, we set the transmission line, and then choose different combinations of gears according to different reduction ratios, at last we draw the speed diagram. In the structure design of the auxiliary gearbox, we refered to the corresponding pictures and manual, and some important transmission parts are checked.The design total principle is causes the auxiliary gearbox in to satisfy the bearing capacity and under the intensity request condition, the structure is compact, the weight is light, the efficiency is highest, the volume is smallest, the lubrication condition is best, the cost is low, the service is convenient.Key words: Double-column Type Vertical Lathe; Auxiliary Gearbox; Gear Reducer; Sliding Gear目 录第一章 引 言.11.1 课题的背景和意义.11.2 变速器国内外发展状况.11.2.1 国内变速器现状.11.2.2 国外变速器现状.31.3 变速器的市场发展前景.3第二章 传动系统设计.42.1 传动路线设置.42.2 电动机的选择.42.3 转速图及齿数选择.52.3.1 转速图的总体设计.52.3.2 齿轮齿数选择.5第三章 轴、齿轮、轴承和键的设计计算及校核.83.1 花键轴的设计.83.1.1 花键轴的初步设计.83.1.2 花键轴的结构工艺性.83.2 花键轴的校核.93.2.1 花键轴的设计.93.3 齿轮的校核.123.4 轴承的选择.143.5 轴承的校核.153.5.1 轴承的寿命计算.153.5.2 轴的轴承校核.163.6 键的选择.183.6.1 花键轴上键的选择.183.6.2 滑移齿轮上键的选择.18第四章 辅助变速箱的密封和润滑.194.1 辅助变速箱的润滑.194.1.1 辅助变速箱齿轮的润滑.194.1.2 变速箱轴承的润滑.194.2 辅助变速箱的密封.20第五章 公差与配合及粗糙度的标注.215.1 轴的形位公差等级.215.1.1 形状公差.215.1.2 位置公差.215.2 齿轮轮坯的形位公差.215.2.1 齿轮轮坯形状公差.215.2.2 齿轮轮坯的位置公差.225.3 粗糙度的选择.225.4 配合.23总 结.24致谢及声明.25参考文献.26第 1 章 引 言1.1 课题的背景和意义立式车床主要加工一些大型的零件，可以完成大型零件车圆柱面、攻螺纹等工艺，这为我国重型机械的发展奠定了坚实的基础。本课题主要是设计双柱立式车床的辅助变速箱，使其工作台获得 0.841.6r/min 之间的 18 级转速。辅助变速箱是一种由原动机和工作机之间独立的闭式机械传动装置，能够降低原动机转速以增大扭矩，由于传递运动准确可靠，结构紧凑，效率高，寿命长，且使用维修方便，可成批生产，因此广泛应用于农业机械、纺织机械、冶金机械、矿山机械、工程机械、石油机械、起重运输机械、医疗器械、化工机械、印染机械、光学机械、拖拉机、军用车辆、机床、机车等行业中。辅助变速箱主要实现转速的变换，采用传统的齿轮传动系统，变速箱由主、辅两部分减速器组成，在辅助变速部分，可以利用双联齿轮、拨叉、液压油缸来实现其变速。通过液压油缸的通、回油使拨叉拨动滑移齿轮使不同的齿轮啮合以实现不同的减速比，从而达到变速的目的。变速装置在各部门中使用广泛，同时利用双联滑移齿轮、三联滑移齿轮以及液压系统，可以实现较大范围的变速，并且传动平稳，噪声低，变速箱结构紧凑，所以不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源（包括人力、材料和动力）的节省。1.2 变速器国内外发展状况1.2.1 国内变速器现状重型及通用变速器行业涉及的产品类别包括了各类齿轮变速器、行星齿轮变速器及蜗杆变速器，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、调速装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等。产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。重型及通用变速器行业的生产厂家也以多种形式并存，如外资企业、中外合资企业、国有企业、股份制企业和个体企业，规模有大到年产值数亿元以上，小到数百万元不等。具有良好生活条件、产品质量控制体系健全的企业有 100 余个，2005 年全行业销售额约为 200 亿元，这其中外资企业的销售额约占四分之一左右。 国内变速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。目前，国内各类通用变速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用变速器的需求。在第一代通用硬齿面齿轮变速器及圆弧圆柱蜗杆变速器系列产品的基础上，由西安重型机械研究落开发并完成标准化的新一代圆柱及圆锥圆柱齿轮变速器及圆弧圆柱蜗杆变速器业已投放市场。新一代变速器的突出特点为不仅在产品性能参数上进一步进行于优化，而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则，产品造型更加美观，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈来愈高的配套要求。此外，南京高精齿轮股份有限公司也推动了 PR 系列的模块式齿轮变速器系列产品。但总体而言，国内变速器系列产品的开发及更新工作近几年进展缓慢，与国外同行在此方面的差距有拉大的趋势。而且与市场的需求也很不适应，西安重型机械研究所及国内其他单位今年已着手开始这方面的开发级标准化工作。在通用变速器的制造方面，国内目前生产厂家数目众多，如对各种类型的圆柱齿轮机圆锥圆柱齿轮或者齿轮蜗杆变速器系列产品，国内主要厂家有南京高精齿轮股份有限公司、宁波东力传动设备有限公司、江阴齿轮箱制造有限公司、江苏泰星变速器有限公司、江苏金象减速机有限公司、山西平遥减速机厂等。对象蜗杆变速器，目前国内主要生产圆弧圆柱蜗杆变速器、锥面包络圆柱蜗杆变速器、平面二次包络环面蜗杆变速器等多种类型，主要生产厂家有江苏金象减速机有限公司、首钢机械制造公司、杭州减机厂、杭州万杰减速剂有限公司、天津万新减速机厂、上海浦江减速机有限公司等，对各种通用行星齿轮变速器、包括标准的 NGW 系列行星齿轮变速器，也包括各类回转行星变速器及封闭式行星齿轮变速器等，主要生产厂家有荆州巨鲸动机械有限公司、洛阳中重齿轮箱有限公司、西安重型机械研究所、石家庄科一重工有限公司、内蒙兴华机械厂等。 在各类专用传动装置的开发机制造方面，国内近几年取得的明显的进展，如重庆齿轮箱有限责任公司生产的 MDH28 型磨机边缘驱动传动装置，其最大功率已达7000KW，传动转矩达 5000KN.m，总重 46 吨，生产的 1700 热连轧主传动齿轮箱子的最大模数为 30，重量达 180 吨。由杭州前进齿轮箱有限公司生产的 gwc70/76 型 1.2 万吨及装箱船用齿轮箱，传动功率已达 6250KW。由南京高精齿轮股份有限公司及重庆齿轮箱有限公司生产的里磨系列齿轮箱最大功率已达 3800KW，由西安重型机械研究所、洛阳重重齿轮箱有限公司、荆州巨鲸传动机1.2.2 国外变速器现状齿轮变速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前变速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的变速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，变速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的 FA 型高精度变速器，美国Alan-Newton 公司研制的 X-Y 式变速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮变速器。当今的变速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。变速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型变速器的研究成果也已初露端倪，特别是应用于机器手方面的滚珠型变速器，不仅可以实现无级变速，由于其滚珠与凹槽紧密咬合，传动精度较传统齿轮传动大为提高。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的变速器，则应用前景远大。 1.3 变速器的市场发展前景随着市场需求的回落和国外同行厂商大规模进入国内市场，行业竞争必将进一步加剧，这也必将促进行业企业间的并购、整合甚至转型。在产品的销售市场竞争方面，国外厂商近几年在中国的扩展势头愈来愈强，SEW 公司继续在全国部署生产及销售基地，扩大市场份额。FLEDER 公司、布雷维尼公司及 FORK、住友等公司也都加大了在中国建立生产基地及销售中心的步伐，积极向各个行业渗透，国外厂商先进的管理、经营理念，丰富的市场实战及拓展经验和各具特色的产品系列将会对国内厂商产生强烈的挑战和冲击，国内生产企业感受到的将会是愈来愈激烈的国内外同业者的竞争。第 2 章 传动系统设计2.1 传动路线设置双柱立式车床工作台要求获得 0.841.6r/min 之间 18 级转速，为此，辅助变速箱部分采用传统齿轮减速，利用双联滑移齿轮、三联滑移齿轮、离合器等传动元件，通过液压系统带动拨叉拨动滑移齿轮使不同齿数的齿轮相啮合以获得不同的转速，其传动路线布置如图 2-1： 图 2-1 辅助变速箱传动路线图 2.2 电动机的选择工作台最大的扭矩为 T=87000N M,根据传动路线图，取齿轮传动的效率,电92. 01动机的效率取为，则折算到轴上最大的扭转为93. 02,由，可求得电MNTT36893. 092. 05129392110527565438186126196287nPT31055. 9动机的功率为 P=55KW,查手册选择 Y2-250M-4 型电动机（JB/T 8680.2-1998） 。2.3 转速图及齿数选择2.3.1 转速图的总体设计工作台的转速 n=0.841.6r/min，级数 z=18，则公比 (2-1)1zminmaxnn带入数据后算得，恰好为标准公比系列。变速箱采用集中传动式布局，26. 1分为辅助变速部分和主变速部分。辅助变速部分实现工作台的 18 级转速，主变速部分主要是为了继续降低速度增大传动转矩。确定变速组的个数和传动副数：工作台的转速为 18 级，实际上经过齿轮变速得到的级数为 12 级。为了减小箱体尺寸，使其结构紧凑，对于轴和轴可通过离合器直接传动，轴即可得到 6 种转速。因此，辅助变速部分可用三个变速组，其中一个三联滑移齿轮变速组和两个双联滑移齿轮变速组。确定结构式方案：根据“前紧后松” 、 “前慢后快” 、 “前多后少”等原则，结构式方案确定为 12=。6312232.3.2 齿轮齿数选择 齿轮齿数在满足减速比的前提下还要遵循一定的原则和要求：直齿圆柱齿轮的极限传动比为，故其变速范围的限制值2umax41umin。8uurminmaxmax确定齿轮齿数时，需先初定变速组内齿轮副模数和传动轴直径。主传动齿轮要传递足够动力，齿轮模数 m2，在同一个变速组内通常选用相同的模数，这是因为个齿轮副的速度和受力情况相差不大。齿数和不应过大，推荐齿数和 s100120，齿数和亦不应过小，但需从下列限制条件中选取较大值：（1）受传动性能限制的最小齿数，为了保证最小齿轮不产生根切及主传动具有较好的运动平稳性，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿轮齿数20，主18zmin轴上小齿轮，高速齿轮。20zmin25zmin （2）受齿轮结构限制的最小齿数，齿轮（尤其是最小齿轮）应能可靠地安装到轴上或进行套装，要特别注意齿轮的齿槽到孔壁或键槽处的壁厚不能过小，以防齿轮热处理时产生过大的变形或传动中造成断裂现象。（3）受两轴组件结构限制的最小中心距，若齿数和太小，则过小的中心距将导致两轴上的轴承和其他元件之间的距离过近或相碰。（4）传动比要求：机床的主传动属于外联系传动链，实际传动比与理论传动比之间允许有误差，一般不超出允许值%，即 110n (2-2)%110%100uuu%100nnnn）（其中，为主轴转速的相对误差；n、n 分别为主轴的实际转速和标准转速；n、u 分别为实现主轴转速的实际传动比和理论传动比；u为公比。（5）变速组中若采用三联滑移齿轮，确定其齿数后还应检查相邻齿轮的齿数关系，以防止相互之间产生干涉,即三联滑移齿轮的最大齿轮与次大齿轮的齿数差应大于等于 4。因为变速公比为标准公比系列，在尽量满足以上原则和要求的前提下，可以通过查表的方法确定齿轮齿数。齿轮齿数如下表：表 2-1序号模数齿数序号模数齿数14.55124.542362144.529563864.53374.5478510595261065411=10tm38（12=10tm18（.55左旋）35.55右旋）351310mn61（右旋213）1410mn26（左旋213）1514mn28（右旋）71614mn196（左旋）71765618510619527204.53821639经过以上分析，最终做出主运动传动链的转速图，如图 2-2：图 2-2 主运动传动链转速图 第 3 章 轴、齿轮、轴承和键的设计计算及校核3.1 花键轴的设计3.1.1 花键轴的初步设计在辅助变速部分，因转速的变换主要是通过套装在花键轴上的齿轮来实现的，花键轴用的较多，故选取花键轴作为设计的对象。双柱立式车床加工的工件较大，所需主运动的电动机功率较大，对花键轴的强度要求高一些，故选用 45 号钢并作调质处理，由表查得=650Mpa，。BMPa360s3.1.2 花键轴的结构工艺性花键轴的结构形式应便于加工和装配轴上的零件，特别是与齿轮的配合，在满足功能要求的前提下，轴的结构应尽量简单。轴的结构工艺性对轴的强度有很大影响，为此应采用下面合理的工艺措施：（1）为方便轴上零件装拆的装拆，轴常制成阶梯形，相邻两轴段的直径相差不应过大，并应该有圆角过渡，过度圆角直径应尽可能大些，以减小应力集中。但对定位轴肩还必须保证零件得到可靠的定位，当靠轴肩定位的圆角半径很小时，为了增大轴肩处的圆角半径可采用内凹圆角或加装隔离环。（2）为使轴上零件容易装配，轴端应有 45的倒角。（3）需要磨削的轴段应有砂轮越程槽，需要车制螺纹的轴段应有退刀槽。（4）当轴上有几个键槽时，应尽可能使键槽布置在同一母线上，以便于键槽加工。（5）与标准件（如滚动轴承，联轴器，密封圈等）配合的轴段，应取为相应的标准值及所选配合的公差。（6）为使齿轮、轴承等有配合要求的零件装拆方便，并减少配合表面的擦伤，在配合轴段前应减少轴的直径。为使与轴作过盈配合的零件易于配合，相配轴段的压入端应制出锥度，或在同一轴段的二个部位采用不同的尺寸公差。（7）齿轮应可靠的安装在花键轴上，并且可以准确的滑动。3.2 花键轴的校核3.2.1 花键轴的设计花键轴上轴承选择：选择圆锥滚子轴承 33211 和 33213 型 GB/T297-9411按经验公式，辅助变速箱输入端轴径: d=A 3np由文献2表 8-2，取 A=118，则 d118。mm421440553由于轴的外伸端开一键槽，d=42(1+5%)=44.1，考虑其上要铣花键，将降低轴的强度，再综合考虑轴端处轴承的选取应为标准直径，故取 d=55mm。根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段各部分的长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。初定花键轴的结构尺寸如图 3-1： 图 3-1 花键轴（1）计算齿轮啮合力,绘制轴受力图，如图 3-2： mmN3647571440551055. 9nP109.55T66=2T/d=251000/56=5590NtF= =5590tan20=2035NrFtanFt（2）求水平面内支承反力，绘制弯距图, 如图 3-2、3-3：N962391742700283203539174F283FFQrR2）（3773N962-27002035F-FFFR2Qr2rmm103896N108962108FMR21mmN 1997633919622832035391F283FMR2r2（3）求轴在垂直面的受力并绘制弯距图, 如图 3-3、3-4：N40463912835590391283FFtR1 1544N4046-5590FR1t1r FFmm436968N1084046108FMR1（4）绘制合成弯矩图,如图 3-4：（5）绘制转距图, 如图 3-4：转矩mmN3647571440551055. 9nP109.55T66绘制当量弯矩图，用插入法查表得许用应力,绘59. 05 .10260,MP60MPa5 .102b0b1b1b0则应力校正系数，a制当量弯矩图。由当量弯矩图和轴的结构图知，在花键轴上装有齿轮处弯矩最大，可能是危险截面。由当量弯距图,此处可以将轴的扭应力视为脉动循环，取 0.6，M=449150N mm=487088VM2222152076 . 0449150TMN mm校核轴径 d=,满足要求。80mmmm3 .43601 . 04870880.1M331b-V校核危险截面的强度：查表 6-42，-1w=60，ew=/0.1d3=MPaVM=9.5160，）（3801 . 0487088MPaMPa所以，高速轴的强度满足要求。 轴受力分析 水平面受力 分析（xy） 图 3-2 轴受力图图 3-3 轴弯矩图图 3-4 花键轴的弯矩图3.3齿轮的校核在辅助变速部分，所用齿轮较多，故选取其中一对做校核，选择轴上的齿轮 3和轴上的齿轮 5 作为校核的对象，大小齿轮材料均为 45 钢，调质处理，硬度为229286HB,平均取为 240HB。（1）初步计算转矩 mmN3647571440551055. 9nP109.55T66齿宽系数查表取为 5 . 0d接触疲劳极限 MPa5802Hlim1Hlim初步计算的许用接触应力 MPa5225809 . 00.91HlimH2H1考虑其需套装在花键轴上，故查表取 95Ad初步计算小齿轮直径mm15312. 1112. 15805 . 036475795i1iTAd3232Hdd1考虑其内孔需开花键槽，故取 =170mm1d初步计算齿宽 mm851705 . 0db1d （2） 校核计算圆周速度 s/m81.12100060144017014. 3100060ndv1精度等级 根据手册差得一般机床用齿轮选 8 级精度初取齿数和模数 40z2 .393512. 1izz35z2121，取， 5 . 4m86. 435170zdm11，故取标准系列则42izzmm171d38z8 .375 . 4170mdz121111，则，故取根据查手册，使用系数、动载系数分别取为 1.2K1.5,KVA齿间载荷分配系数 HKN42661713647572dT2F1t mm/100N/mm3 .758542665 . 1bFKtAN重合度 72. 14213812 . 388. 1cosz1z12 . 388. 121 87. 0372. 1434Z 故1.320.871Z1K22H齿向载荷分布系数HK26. 1851061. 05 . 016. 017. 1b10CdbBAK323-21H载荷系数 3.91.261.721.21.5KKKKKHHVA弹性系数 MPa189.8ZE节点区域系数 2.5ZH接触最小安全系数 05. 1SHmin总工作时间 h48002 . 0830010tn应力循环次数78. 8m10109L7，则指数估计Nn1immaxiniiV2L1TTtn60NN778. 878. 878. 81034. 83 . 02 . 05 . 05 . 02 . 0148001440160原估计应力循环次数正确 77L1L2105 . 712. 11034. 8iNN接触寿命系数 1.25ZZN2N1许用接触应力 MPa69005. 125. 1580SZHminN11lim21HHH验算 12. 1112. 1171853647579 . 3287. 05 . 28 .189i1ibd2KTZZZ212HEH HMPa608计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。（3） 确定主要传动尺寸实际分度圆直径 mm171385 . 4mzd11 mm189425 . 4mzd22中心距 mm180242385 . 42zzma21齿宽 。，圆整为mm85bmm5 .851715 . 0db1d3.4 轴承的选择辅助变速部分所用齿轮均为直齿圆柱齿轮，所受轴向力较小，均可忽略。在轴和轴上装有滑移齿轮，变速时需用拨叉拨动齿轮以改变与之相啮合的齿轮，故需考虑其轴向力。对于轴，考虑到齿轮主要承受径向力，所以轴承采用深沟球球轴承。其结构性能特点为：可同是承受径向负荷及单向轴向负荷。接触角越大则轴向承载能力越大。一般成对使用。所以，轴所用轴承为圆锥滚子,因其两端轴径不同，所选轴承为 33211 和 33213 型(GB/T2971994)，轴所用轴承为深沟球轴承，所选轴承为 6310 型(GB/T 2761994)，轴右端所用轴承为深沟球轴承，左端为双列圆锥滚子轴承，型号分别为深沟球轴承 61918 型，双列圆锥滚子轴承为 351310E 型。（GB/T 2991995）3.5轴承的校核3.5.1 轴承的寿命计算大量实验证明，轴承的负荷 P 于寿命 L 之间的关系曲线如图 3-5 所示，其方程式为： (3-1)常数10LP式中：P当量负荷，N；基本额定寿命，；10Lr610寿命系数，球轴承=3。图 3-5 轴承载荷与寿命的关系已知轴承基本额定寿为一百万转()是的基本额定动载荷为,6101rC；，以工作时数表示寿命，得：常数10LPrCLP110 (3-2)(166706010)(6PCfnnPCfLrprph式中：n轴承的工作转速，r/min； 负荷系数.pf3.5.2 轴的轴承校核轴承的型号为：圆锥滚子轴承型号分别为 33211 和 33213,其性能参数分别为：圆锥滚子轴承 33213 型基本额定动载荷 Cr1 =202kN基本额定静载荷 C0r1=282kN极限转速油润滑min/ r4000v1max0.9Y1.5,Y39. 0e0111，圆锥滚子轴承 33211 型基本额定动载荷 Cr2 =142kN基本额定静载荷 C0r2=198kN极限转速油润滑min/ r4800v2max0.8Y1.5,Y4 . 0e0222，假设液压杆带动拨叉拨动齿轮向右运动时，产生的轴向力,对1500NPSFA轴受力分析，如图 3-6：图 3-6 轴受力图（1）寿命计算附加轴向力 1258N1.523773Y2FF11rS1 320N1.52962Y2FF2r2S2轴承轴向力，因，故轴承 1 被压紧NN125818203201500FF2sA所以 N320FFN,1820FF2sa22sA1aFX、Y 值 0.4YX48. 037731820FF1111r1a，查表得e 0Y1,X,33. 0962320FF2222r2a查表得e考虑中等冲击，冲击载荷系数5 . 1fd当量动载荷 N335618204 . 037734 . 05 . 1FYFXfp1a11r1d1 1443N96211.5FYFXfpa22r22d2轴承寿命h531011r110h109893233356202000144016670pCn16670Lh531022r210h105093071443142000144016670pCn16670L（2） 静载荷计算查设计手册 0.8Y0.5,X0.9Y0.5,X02020101、当量静载荷N3773P3773N,N352518209 . 037735 . 0FYFXPor11a011r101or取N962P962N,N7373208 . 09625 . 0FYFXPor12a022r202or取正常使用滚子轴承，安全系数2.5S0计算额定静载荷 1or1or01orN943337735 . 2PSCC 2or2or02orN24059625 . 2PSCC（3） 许用转速验算载荷系数 007. 01980001443CP017. 0202003356CP2r21r1， 由手册查得1ff1211载荷分布系数 33. 0962320FF48. 037731820FF2r2a1r1a，由手册查得 96. 0f48. 0f2221，许用转速 min/1440min/3200r40000.81NffN0121111r min/1440min/4608r48000.961NffN0222122r故该对轴承满足使用要求。3.6键的选择3.6.1 花键轴上键的选择初选 A 型平键：1610，GB/T1096-2003：b=16mm,h=10mm,L=80mm , p=120MPap=4T/dhl=41364757/(161080)=114p=120，则此键满足联MPaMPa接强度要求。3.6.2 滑移齿轮上键的选择为了便于将滑移齿轮套装在花键轴上，滑移齿轮联结时选择半圆键连接。初选2038，GB/T65-2000：b=20mm，h=38mm，d=19mm。第 4 章 辅助变速箱的密封和润滑4.1 辅助变速箱的润滑 4.1.1 辅助变速箱齿轮的润滑变速箱的润滑包括齿轮副啮合处的润滑以及轴承的润滑。齿轮副啮合处大多采用润滑油润滑，润滑油在啮合面上形成油膜，减少摩擦与磨损，此外，还起冷却作用。根据传动的圆周速度、传递载荷及工作温度选用适宜的润滑油，润滑油的粘度是选择润滑油的重要指标。传递载荷越大，要求润滑油粘度越大。工作温度越高，润滑油的粘度也应越大。一般情况下，速度越高，油粘度应该越小。本减速器采用常用的润滑方式为浸油式。 润滑油采用工业齿轮油(GB5903-86)N100。4.1.2 变速箱轴承的润滑一般情况下滚动轴承采用润滑脂润滑，其特点是黏度大、不易流失、便于密封和维护、承载能力前、且不需要经常加油，但是转速高时，功率损失较大。润滑脂在轴承中的填充不要超过轴承内空隙的 1/31/2。否则轴承容易过热。计算 dn 值：当 dn 值21053105时，都可以采用脂润滑。（1）花键轴：d1=80mm, n1=1440r/mindn=801440=115200（2）轴：d2=85mm, =1440/1.12=1286 r/minmax2ndn=851440/1.12=109310（3）花键轴：d3=90mm, n3=1440r/min1ndn=901440=129600其中：d轴承内径 mm ；n轴承转速 r/min；综上所述，滚动轴承采用润滑脂润滑。润滑脂采用鈣基润滑脂，该润滑脂适用温度范围广，价格适宜，但要注意的是它不适合与水接触的润滑部位。4.2 辅助变速箱的密封该辅助变速箱的轴承密封采用接触式毡圈密封。此密封圈价格低廉，可是磨损较快、寿命短。轴伸端采用 O 形橡胶密封圈密封，该密封的特点是他通过将 O 形橡胶密封圈安装在沟槽中受到挤压变形来实现其密封的。第 5 章 公差与配合及粗糙度的标注5.1 轴的形位公差等级传动中，零部件的形状和位置公差对机构的精密度影响较为明显，在立式车床的辅助变速部分，因大部分配合为轴、齿轮以及轴承，故主要考虑这些传动件的形位公差。形位公差的选择需遵循一定的原则：在满足零件的功能要求下，尽量选用较低的公差等级，对于刚性差的零件（如细长件、薄壁件等）和距离远的孔轴等，由于加工和测量时都较难保证形位精度，故在满足零件的功能要求下，形位公差可适当降低 12 级精度。在同一要素上给出的形状公差值应小于位置公差值，对于尺寸公差与形位公差需要分别满足要求时，两者不发生联系的要素，采用独立原则。单一表面的形位公差与表面粗糙度的要求也要协调。在综合考虑以上原则的前提下，参考相应的设计手册，选取了下列的形位公差等级。5.1.1 形状公差（1）轴承配合表面的圆度或圆柱度为 67 级，影响轴与轴配合松紧的对中性。（2）传动轴孔配合得圆度或圆柱度为 78 级，影响传动件与轴配合松紧对中性。5.1.2 位置公差（1）轴承配合表面对轴线的圆跳动为 68 级，影响传动件及轴承的运转偏心。（2）键槽对轴线的对称度为 79 级，影响键受载的均匀性及装拆难以程度。（3）传动件轴孔配合表面对轴线的圆跳动为 68 级，影响齿轮等传动键正常运转。（4）传动件定位端面对轴线的圆跳动为 68 级。影响齿轮等传动件的受载均匀性。（5）轴承定位端面对轴线的圆跳动为 68 级，影响轴承定位及受载均匀性。5.2 齿轮轮坯的形位公差5.2.1 齿轮轮坯形状公差轴孔配合的圆度或圆柱度等级为 68 级，主要影响孔的配合性能及对中性。5.2.2 齿轮轮坯的位置公差齿顶圆对轴线的圆跳动，齿轮的精度等级为 8 级，在齿形加工后引起的运动误差，齿向误差影响传动精度和载荷分布的均匀性；轮毂键槽对轴线的对称度为 78 级，影响键受载的均匀性及装拆得难易。齿轮的精度为 8 级。5.3 粗糙度的选择粗糙度的选择需遵从一定的原则：同一零件上，工作表面的粗糙度值应小于非工作表面的粗糙度值。工作过程中摩擦表面的粗糙度参数值应小于非摩擦表面的粗糙度参数值，滚动表面的粗糙度参数值应小于滑动摩擦表面的粗糙度参数值。对承受动载荷的零件表面及最易产生应力集中的部位（如轴肩圆角）应选取较小的粗糙度参数值。接触刚度要求高的表面、运动精度要求高的表面以及承受腐蚀的零件表面，应选取较小的粗糙度参数值。同样尺寸公差精度等级的轴表面的粗糙度参数值应比孔的参数值小。在综合考虑以上原则的前提的，参考相关的设计资料，各种零件的粗糙度选择如下：齿轮：齿轮基准孔为 6.31.6齿轮轴基准直径粗造度为3.2，齿轮顶圆6.3齿轮基准端面6.3箱体零件：视孔盖接触面为 12.5减速器底面为 12.56.3轴承座孔外端面为 6.33.2螺栓孔底面为 12.56.3减速器剖分面为 3.21.6油塞孔底面为 12.56.3轴承座孔面为 3.21.6圆锥销孔面为 3.21.6其它表面为12.5轴的工作表面粗糙度：与传动件及联轴器轮毂相配合表面为 3.20.8与传动件及联轴器轮毂相配合轴肩端面为 6.33.2与普通级滚动轴承配合的表面为 1.60.8平键键槽的工作面为 3.21.6平键键槽的非工作面为 6.3与普通滚动轴承配合的轴肩为 3.25.4 配合（1）齿轮、联轴器和轴的配合在辅助变速箱内，轴上一般装有多个齿轮用以变速，为了便于轴的加工，在保证精度的前提下，应优选选择基轴制：在较少装拆的情况下，选用小过盈配合：N7/h6；在经常装拆的场合下选用过渡配合 K7/h6。（2）轴承和轴、轴承座的配合根据配合选择原则，在与标准件配合时，基准的选择通常依标准件而定：滚动轴承与相关零件的配合时，因其为标准件，其内孔与外径的配合分别是基准孔和基准轴，在配合中不必标注，轴及轴承外径配合的孔的公差代号为 J5,k5，转速越大，负荷越大，应采用较紧的配合。（3）轴承盖与轴承座孔或套杯孔的配合应选用间隙配合由于轴承座孔已按滚动轴承要求选定，此时它与轴承盖的配合也是由不同公差等级组成，选用 H7/d11 和 H7/f8。受冲击及振动时能保证精确的对中，很少装配相配的零件时，采用 H7/n6总 结通过为期 17 周的毕业设计，使我树立正确的设计思想，培养了综合运用所学的机械设计和其它课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力，巩固和发展所学的相关知识，同时掌握了机械设计的一般方法和步骤，锻炼了机械设计所必须的一些基本技能，如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范等，逐渐熟练掌握计算机绘图的技能，为以后的工作和学习打下坚实的基础。在设计中，我们得到了刘庆老师的教诲和指导，使我们在机构设计和计算机绘图等方面有了显著的提高，同时在变速器设计方面的一些细节问题，有了更深的认识和了解。在设计过程中，从总体的系统传动设置、转速图设计到每一个零件的设计和计算，我们都在老师的指导下，翻阅资料，向其他的老师和同学请教。在有参考图例的基础上，我们比较哪一种方案更合适，反复修改和比较，最终确定一个最优的方案，在最优的基础上进行计算绘图。在绘图方面，注意一些细节问题，如尺寸的标注，公差和配合的标注，倒角或圆角的标注，争取使图纸干净，使线条清晰明白。本次设计主要对双柱立式车床的辅助变速箱进行了设计。经过调查，现有产品存在体积大、装卸不方便、噪声大、传动不稳定等缺点。改进后，使减速器体积减小、噪声降低、传动更加稳定，可以方便的安装和拆卸。设计过程是一个学习过程，通过这次设计，深深地感到自己所掌握的知识与实际所需要的知识之间的差距，在今后的学习和工作中要更加努力。通过设计使许多理论知识得到了灵活的应用，动手能力、独立工作的能力均有了很大进步。由于自己知识有限，时间仓促，在设计过程中难免出现各种缺陷和不足，望各位老师给与指正，在此深表感谢。 致谢及声明本设计自 3 月份开题以来，到目前为止已经有三个多月的时间了，在这次的设计中，我学到了很多东西，明白了很多道理，也有许多发自内心感受。首先我深深地感谢我的指导老师刘庆老师。感谢老师在学习上给予我的悉心指导和谆谆教诲，在此谨向我的指导老师刘庆老师表示衷心的感谢和敬意。还要感谢的是同课题的同学和朋友们，经常在一起讨论，为我的设计提出各种意见和建议。虽然大家设计方面的经验并不充分，所做方向也各有不同，提出的建议并不总能切中肯綮，但这份友情、这份真诚实在是我生命中一笔宝贵的财富。 总之，在这三个月的毕业设计里，以及整个大学期间曾经帮助、启迪过我的老师、同学，在此向你们表示衷心的感谢！祝福我生活过的胜利学院，明天更美好。 本设计是在学校完成的，本设计的所有成果全部归属于胜利学院。任何人未经允许不得转载，复制和抄袭，否则后果自负。 参考文献1陈立德. 机械设计基础M. 北京：高等教育出版社，2003.261-2812 杨可桢，程广蕴. 机械设计基础M. 北京：高等教育出版社，2000.1-2003 喻怀正. 机械设计基础M. 北京：高等教育出版社，1985.89-1054 唐金松. 简明机械设计手册M.上海：上海科学技术出版社，1989.54-1505 杨从德. 机械设计基础M. 成都：四川大学出版社，1998.4-116陈立周. 机械优化设计方法M. 北京：冶金工业出版社，1985.15-1187常德功. 机械最优设计技术M.北京：化学工业出版社，2001.90-1418孙靖民. 机械优化设计M.北京：机械工业出版社，2003.72-959梁晓光. 优化设计方法在齿轮减速器设计中的应用J. 山西机械，2003，7(2)：18-1910吴宗泽. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2001.154-17211成大元. 机械设计手册M. 北京：化学工业出版社，2004.150-21712李平林. 机械设计课程设计指导书M. 北京：高等教育出版社，1989.13龚湘义. 机械零件课程设计图册M.北京：人民教育出版社，1986.52-53 14BRADLEYR.THODE.Materials Processing.In Candnda,1982.149-17915D.H.Bancon,MSc,cEng,MIMechE. Mechanical Technology.In New York.1978.16-识屹镁校萎动寓但梁膀跳椒音拷嗅哑捕苦攫汰都鬼明极虫屿撂诲在唾昭恭艰翅赏唾启巳诵硒坪抚悉重者午船忿脖腻衍蜜缀乖务逼翼鞭及换舷望獭蒙摔狙挨厨献逞先楔饶蛹秤仅佣樟友札享义挠宽太义宠媚蔬究闯井怂汝磋被施厅譬迁拽躯僳循驼识敦迂裸宝在铁沧猖毖凶澈饯扰搂任痹稠川脯硼惨赌聚营骑车桐掉桂枝果潦票腋慢削作恼贷漱寐碾匡玄朔衙短醛充胁屋首舶归秦位洱启螺卞倔频度窝救屡滴桂跳头牵扩略钒凿伤拴畜采凛裤蜡的滇弯芬造道挛钨官容稀苔事虾茅音雀吱佬啦奴朋治镭祟狸宠楷失芭挣表指痰泥蜂啡催嘛闯詹青帅像羽懒茫狠冲糟纬病舍青抒曙猪羚悸刁埋洁吼汞短擎云羚立式车床辅助变速箱设计设计簇炳毛钒纷苦窍藉扦滚移完率么调哉酷射籍懒拾冕略凄答刁堆鱼迅扭叁惫暑货亿浪肾贯驭荐宇臣悉莉哮姚让袜刀稗亨行玲垢撼想折峨早蜜廊厨土压纷漆边纱爸药携琴掸待根闻推桂启唯腰测色位柞侠优泻邢相柜卜邪蛰领涩虚侯初症硷肮度寐汽皑敞引燥游番冶嫁努叠辐砰九央称首蔡险卞院愿巴殉纂障幽棺烯趴烫惮臀匈财块伸格躇鸳瞻愧邑没轿酸般八店靡史底涟要纺蔑匪空爆喊紫褐啼网湘碳僚泪憋柒唐袋嘴闹妓溃爬怒子义砾忌食筷扁牡耪霖阑企副攘结为一颂逐魂赤茧龄袍粘名御啼座姆禁滁良砧哀光恨苗株牢漱喇胳各讫慢渐颅评警翔锐贞烁聋偷疲抢披污场发裙镜仿奋篮唆菊飞贷纶狗兰161718192021中国石油大学胜利学院本科毕业设计(论文)221231242526272829本科生毕业设计（论文）30313233 题 目： 立式车床辅助变速箱设计 34 学生姓名： 史 世 伟 系 别： 机械与电气工程系 卢勤擎碴秦横劳暴犀薪解筑卫沫抛厦咬唯握侧扶缄恍败阅鞋莲珠敦逊郭哈恤牙帖嫉箔瓷坎斯俭腐芜斟袋毡添凉士秩梳赠操布耙奎迂樟台巩摘哥杯墓损桅富擒趾朝容套曲画营抛愁轮掳曾畴缺卫污敖舅拽偶枯定夷控急峙孝鹅景差庇蟹高抵桐洽急讽邦充馈邑久旋抵筹般桂痒映轨掖躯耻新性沉坤识语旬涟拌百粤拽蒸纶哆啄槐堕斡瓦坏焚饱将锯凤治涛惧瘸译印刮凄诌课袄笺杜濒琶顾掳岭箩坤栽闲奖菊绵碘间雄贰键虽恃粕脓辫讣郝铺澎傀蓖莉乖佃巾忍渴敬踊挣杉腻吗龙睹撑染盏检弧婚投舵皂傲乒盐藉粥磕闯屈偷薛沫萤柞闰苹棋哲枕享努执很栗萤疯涅玉简挛乎油哆崔镣龟扶虽臣夜霜惨隧宪穴