立式车床辅助变速箱设计毕业设计论文(编辑修改稿)

立式车床辅助变速箱设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

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。 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。 中国石油大学胜利学院本科毕业设计 (论文 ) 4 第 2 章 传动系统设计 传动路线设置 双柱立式车床工作台要求获得 — ，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 21： 图 21辅助变速箱传动路线图 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 动 机 的 效 率 取 为  ，则折算到Ⅰ轴上最大的扭转为MNTT   5129392110527565438186126196287,由 nPT  ，可求得电动机的功率为 P=55KW,查手册选择 Y2250M4 型电动机（ JB/T ）。 中国石油大学胜利学院本科毕业设计 (论文 ) 5 转速图及齿数选择 转速图的总体设计 工作台的转速 n=～ ，级数 z=18，则公比 1zminmaxnn (21) 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，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Ⅲ轴和Ⅴ轴可通过离合器直接传动，Ⅴ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= 631 223 。 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 2umax ， 41umin  ，故其变速范围的限制值8uur minmaxmax 。 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 m 2，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 s 100~120，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中国石油大学胜利学院本科毕业设计 (论文 ) 6 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 18zmin ～ 20，主轴上小齿轮 20zmin ，高速齿轮 25zmin。 （ 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    110n   %，即 %110%1 0 0u uu%1 0 0n nnn ）（’‘   (22) 其中， n 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； ‘u 、 u 分别为实现主轴转速的实际传动比和理论传动比；  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 21 序号 模数 齿数 序号 模数 齿数 1 51 2 42 3 6 21 4 29 5 6 38 6 33 7 47 8 5 105 中国石油大学胜利学院本科毕业设计 (论文 ) 7 9 5 26 10 6 54 11 tm =10.55 38（左旋 35 ） 12 tm =10.55 18（右旋 35 ） 13 10mn  61（右旋213   ） 14 10mn  26（左旋213   ） 15 14mn  28（右旋 7 ） 16 14mn  196（左旋7 ） 17 6 56 18 5 106 19 5 27 20 38 21 6 39 经过以上分析，最终做出主运动传动链的转速图，如图 22： 图 22主运动传动链转速图中国石油大学胜利学院本科毕业设计 (论文 ) 8 第 3 章 轴、齿轮、轴承和键的设计计算及校核 花键轴的设计 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 B =650Mpa， MPa360s 。 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 45176。 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。 中国石油大学胜利学院本科毕业设计 (论文 ) 9 花键轴的校核 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/T29794[11] 按经验公式，辅助变速箱输入端轴径 : d=A3np 由文献 [2]表 82，取 A=118，则 d≥ 118 mm421440553 。 由于轴的外伸端开一键槽， d=42 (1+5%)=，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 31： 图 31 花键轴 （ 1）计算齿轮啮合力 ,绘制轴受力图， 如 图 32： mmN3 6 4 7 5 71 4 4 . 5 5T 66  tF =2T/d=251000/56=5590N 中国石油大学胜利学院本科毕业设计 (论文 ) 10 rF = tanFt  =5590tan20176。 =2035N （ 2）求水平面内支承反力 ，绘制弯距图 , 如图 3 33：   N962391742700283203539174F283FF QrR2  ）（ 3 7 7 3 N9 6 22 7 0 02 0 3 5FFFF R2Qr2r  mm103896N108962108FM R21  mmN  1 9 9 7 6 33919622832035391F283FM R2r2 （ 3）求轴在垂直面的受力并绘制弯距图 , 如图 3 34： N4 0 4 63 9 12 8 35 5 9 03 9 12 8 3FF tR1  1 5 4 4 N4 0 4 65 5 9 0F R1t1r  FF mm4 3 6 9 6 8 N1084 0 4 6108FM R1  （ 4）绘制合成弯矩图 ,如图 34： （ 5）绘制转距图 , 如图 34： 转矩 mmN3 6 4 7 5 71 4 4 . 5 5T 66  绘 制 当 量 弯 矩 图 ， 用 插 入 法 查 表 得 许 用 应 力        0 260,MP60M P 0 2 b0b1b1b0    则应力校正系数， a, 绘制当量弯矩图。 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α ≈ ，M=449150Nmm VM =     222  TM  =487088Nmm 校核轴径 d=   8 0。