四級變速箱設計說明書

1、精品文檔MB106A進給系統(tǒng)四級變速裝置設計1 概述1.1 設計目的和內容（1）木工機床課程設計目的：木工機床課程設計是木工機床設計課程的一個實 踐教學環(huán)節(jié)，其目的在于，通過機床的傳動設計，使學生受到方案比較、結構分析、零件 計算、機械制圖、 技術條件編寫及技術資料查閱等方面的綜合訓練， 培養(yǎng)初步具有機床部 件的設計能力。（2 ）木工機床課程設計內容： 包括以下幾項：1 ）運動設計 根據設計題目給定的設計原始數據確定其他有關運動參數，選定各級 轉速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬訂結構式或結構網，擬訂轉速圖；確定齒輪齒 數及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。2 ）動力設計 根據設計題目給定的機床類型

2、和電動機功率，確定各傳動件的設計轉 速，初定傳動軸直徑、齒輪模數，確定傳動帶型號及根數，摩擦片尺寸及數目；裝配草圖 完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的強度、剛度或壽命。3 ）結構設計 完成運動設計和動力設計后，要將主傳動方案“結構化” ，設計進給 變速箱裝配圖及零件工作圖，側重進行傳動軸組件、變速機構、操縱機構、箱體、潤滑與 密封，以及傳動軸和滑移齒輪零件的設計。1.2 設計要求木工機床課程設計的內容體現在設計圖紙和設計計算說明書中，因此圖紙和說明書 的質量應并重，其具體要求如下：（1）進給變速箱部件裝配圖。它用以表明該部件的結構、機構工作原理、各零件的 功用、形狀、尺寸、位

3、置、相互聯(lián)接方法、配合及傳動關系等。進給變速箱的裝配圖通常 由外觀圖、展開圖和若干橫向剖視圖等組成。 如受學時所限， 可繪制展開圖和主要橫向視 圖。在裝配圖上，零件要標注件號、 參數及數量，各軸要標注軸號。 展開圖上要標注各傳 動軸組件的主要配合尺寸（如軸承、花鍵等） ，還要標注一個能影響軸向裝配尺寸的軸向 尺寸鏈，橫向剖視圖應完整表達出一個操縱機構， 標注嚙合齒輪的中心距及公差， 標注主 要輪廓尺寸、定位及聯(lián)系尺寸等， 裝配圖的方案和結構要合理，圖面整潔清晰，尺寸標注 正確，符合國家標準。（2）零件工作圖。繪制若干個零件（如傳動軸、滑行齒輪等）工作圖，應能正確表 達零件的結構形狀、 材料及熱

4、處理、 尺寸公差和形位公差、表面粗糙度和技術條件等， 符 合有關標準規(guī)定。（3）設計計算說明書，設計計算說明書是對所設計部件的性能、主要結構、系統(tǒng)等 方面進行設計分析及理論計算的技術文件，應誰合理，依據充分，計算正確，條理清晰， 文句通順，標點正確，圖表清晰，字跡工整；篇幅不少于 5000 字，一律采用國家法定計 量單位，引用參考文獻的有關結論及公式需用方括號標出， 其主要內容：概述（機床的用 途使用范圍、主要技術參數及特點等，同類型機床對比分析） ；運動設計；動力設計（包 括零件的初算及驗算） 結構設計 （主要結構的分析、操縱機構、潤滑及密封方式的說明） ； 其他（另需說明或誰的有關問題）

5、；參考文獻。1.3 設計的任務1.3.1 設計的題目將 MB106A 進給系統(tǒng)中的無級調速裝置改為六級有級變速裝置， 并進行系統(tǒng)的設計 與計算。1.3.2 設計原始數據加工木料最大寬度加工木料最大厚度 最小刨削長度 最大刨削厚度 刀頭切削圓直徑 刀軸轉速 刀片數 進料輥筒直徑 進料速度 主電機功率 加工材種 木材含水率1.3.2 課程設計的工作量（1）編寫設計計算說明書a. 機床用途說明600mm200mm290mm5mm128mm6000r/min4片90mm8,12,16,24m/min5.5kW 軟、硬雜木 10%-15%b. 運動計算擬定結構圖，轉速圖和傳動系統(tǒng)c. 動力計算通過計算，

6、決定進給電機功率和主要零件的尺寸和材料d. 設計方案的分析比較2） 設計圖紙a. 繪制進給變速箱裝配圖（ 1 張或 2 張），表明齒輪傳動關系，操縱機構的裝配關系和工作位置關系b. 繪制主要零件工作圖 1 張1.4 設計步驟(1)設計準備工作。根據給定的設計題目，應明確設計任務、內容、要求及步驟。擬定 工作計劃；收集查閱技術資料； 對 1-2 臺同類型機床進給運動部件分析研究， 做到理解、 消化交流工作經驗能有所改進，在此基礎上進行設計構思。(2) 運動設計。(3) 傳動件選擇及初算。 繪制裝配草圖之前， 需要初步定出各傳動件的結構尺寸。 如傳 動軸直徑、齒輪的模數及寬度、 V 帶的型號及根數

7、、摩擦片的尺寸及片數、滾動軸承的 類型及配置等。(4) 繪制部件裝配草圖。(5) 零件驗算。 零件在部件中的位置和尺寸確定之后， 即可分析其受力狀態(tài)， 并進行較 精確的驗算，驗算指定的零件及其項目，一般可驗算傳動軸彎曲剛度及抗振性，花鍵側 擠壓應力，直齒圓柱齒輪疲勞強度、滾動軸承疲勞壽命等。(6) 加深部件裝配圖。 根據驗算結果修改草圖， 進一步完善草圖，經審查同意后， 按制 圖標準加深裝配圖。要先畫展開圖，后畫橫向剖視圖，必要時還要交叉進行，并按要求 完成部件裝配圖。(7) 繪制零件圖。(8) 編寫設計計算說明書， 設計過程中的計算與分析要及時整理， 待圖紙完成后， 要對 說明書草稿進行認真

8、修改抄清完成?？删庉嬀肺臋n2 傳動系統(tǒng)的運動設計2.1 選擇傳動方案應根據機床的使用要求和結構性能綜合考慮， 參考同類機床， 合理選擇傳動方案并加 以論證，初步擬出傳動系統(tǒng)示意圖。（1 ）選擇傳動布局選擇分離傳動式。（2 ）選擇變速方式有級變速，選用滑移齒輪變速機構 1,2,3 。2.2 進給電機功率的確定 壓刨床在加工的過程中，對木材的作用力有主切削力 FX 和垂直分力 FY 進給力 Fu=FxCon B+FySin 0+ KFyCon 0-Fxsin 0） 5壓刨加工深度一般為 2-3mm, 可認為是厚切削，則Fx 9.807(awaqq 了訊嚴山U z sin p垂直分力：Fyf2F2

9、6(f2為推力，F2為拉力，其中f29.807(1x)H(N/mm) 1可編輯awanH x 、 bhxU z ,F2 9.807(awaqq Ur；)90)3摩擦系數卩=0.2-0.3，取0.3 ;摩擦角 =15 0-17 0，取160壓刨床在加工的過程中，主要進行的是縱端向刨削，取切削角S =55 0，忙60，假設當時木材含水率為12%，刨削木材為松木，切削速度為40m/s,切削厚度為3mm,刀的工作小時數為 4h,查表得：aq =1.20, a h=1.85, aw =1.03,x=0.45,e=3mm,b=600mm7a a ih端向切削時的單位切削力：Kawaq(A B v C )

10、wh =19.053MPa12ea a ih縱向切削時的單位切削力：K/awaq(A/B” v C ) wh - =10.774MPa12e單位切削力 K K” (KKJsin1.25 1=17.7MPa12切削功率 P=Fxv/1000kW=1279.8w=1.2798 kW12所以選用電機型號：Y100L-6， 額定功率：1.5kW， 同步轉速：1000r/min ，滿載轉速：940r/mi n的電機2.3擬定結構式、結構網和轉速圖13最小轉速:n min最大轉速：nmax8000ir /min28.31r / min9024000變速范圍：Rnn max24n min31184.93r/

11、min 11公比：z1 Rn 3 3 1.442查表取=1.41結構式：4=2 (1 )X 2 (2 ),4=2 (2 )X 2 (1 )。由降速“前慢后快”，級數排列“前多后少”，轉速分布“前密后疏”，轉速變換“升早降晚”，選擇：結構式為：4=2( 1)X 2 (2)圖一：結構網轉速圖:(1 )確定總傳動比：由電動機轉速 no=94Or/min ，到主軸最小轉速 n1 =28.31r/min，總傳動比為：I總=28.3194033.2從電動機轉速到主軸最小轉速之間用虛線連接起來，這虛線斜率即表示總傳動比變化 趨勢。(2) 由于電動機轉速較高(1000r/mi n )，因此傳動鏈始端采用三角皮

12、帶傳動，傳動比為：;末端由于MB106A原系統(tǒng)采用鏈輪傳動，采用傳動比為i6=1.4121.412(3) 中間各軸之間的傳動比根據速比擬定原則：降速“前慢后快”，級數排列“前多后少”，轉速分布 “前密后疏”，轉速變換“升早降晚”進行分配。精品文檔可編輯圖二：轉速圖879.E562 3 122.4 b7.26:1、k、1 nf312、l4且乙-Z24）圖三：傳動系統(tǒng)圖精品文檔可編輯精品文檔3主要零件的設計計算3.1帶傳動設計已知：電動機功率 P=1.5kW,轉速n i=940r/min, 變速器輸入軸轉速 n 2=442.3r/min，載荷變動小，每天工作8h，要求結構緊湊。(1) 確定V帶截型

13、工況系數設計功率Pd =Ka P=1.5 X 1.1=1.65kWV帶截型(2) 確定帶輪直徑小帶輪基準直徑驗算帶速dd1 n13.14 100 940 4.9 560 1000 60 1000大帶輪基準直徑 d2=d1 n1 =100 X 940/442.3212.5n2傳動比i=d 2/ d 1=224/100(3) 確定中心距及V帶基準長度初定中心距由 0.7(d 1+d 2) ac 2(d 1+d 2)知226.8 aoW 648初定V帶基準長度Lo=2a 0+ n2(d 1+d2)+(d2-d 1 )2/4a 0 =1417.22V帶基準長度傳動中心距a a+(Ld-Lo)/2=45

14、0+(1400-1417.22)/2小帶輪包角 a=180- (d2-d 1) /a X 57.3 0 =163.9 0主要結果Ka=1.1Pd=1.65kW選取A型d1 選取 100mm在允許范圍選取 d2=224mm i=2.24 a=450mm取 Ld=1400mma=442mma=163.9 0P1=0.94kw可編輯田=0.107Ka=0.96Kl=0.96 取Z=2B=37mmP2=1.43kWP3=1.32kWP4=1.22kWP5=1.08kW(4) 確定V帶根數單根V帶的基本額定功率額定功率增量包角修正系數帶長修正系數V 帶根數 Z=Pd/(P i + APi)Ka x kL

15、1.98(5) 帶輪結構設計帶輪寬度 B=(z-1)e+2f=(2-1) x 15+2 x 11=37其他結構尺寸的確定參見機械零件設計手冊。3.2傳動軸設計(1)各軸的傳遞功率閉式圓柱齒輪傳動效率：0.960.98 , V帶傳動效率：0.950.96 ,滾動軸承傳動效率：0.980.99 ,鏈傳動效率：0.900.92II 軸:P2=P n =1.5 x 0.95=1.43kW川軸：P3=P2 nn=1.43 x 0.96 x 0.98 2=1.32kWW軸：P4=P3 nn=1.32 x0.98 2x0.96=1.22kWV 軸：P5=P4 nn=1.22 x 0.98 2 x0.92=1

16、.08kW軸徑計算:P (kw)N(r/mi n)I1.5940I1.43442.3川1.32313.67IV1.22157.77V1.0879.360.8軸徑增大5%軸的材料采用45鋼調質處理由公式d 914： P 8 N其中：P為各軸的輸入功率，n為各軸的相應計算轉速。軸允許的扭轉角，一般軸0.5 1一般情況下，開一個鍵槽，軸徑應增大4%5% ;花鍵軸可將估算的d值減少7%作為其小徑。由已知數據，求得各軸的軸徑為：p1i 43d2 914|93% 9代*93% 22v NX 442.3 0.8da 914- 91*132 24.5N 313.67 0.8d4 91493% 91咚2 93%

17、 26.5V NY 157.77 0.83.3齒輪模數計算以U軸上的齒輪為依據進行計算1閉式軟齒面齒輪傳動，小齒輪選用45鋼調質，齒面平均硬度240HBS ;大齒輪選用45鋼正火，齒面平均硬度200HBS。(1)許用接觸應力：極限應力：glm=0.87HBS+380安全系數：取許用接觸應力：汕=亠応6Sh根據結果查標準取得：d2=25mmd3=25mmd4=30mm旳血=589MPa0Him2 =554MPaSh =1.1oh1 =535MPaoh2 =504MPaT1 =3.09 x 104N mm齒寬系數：d =1載荷系數：K=1.4(2)計算小齒輪分度圓直徑：小齒輪轉矩：RP1 43.=

18、9.55 X 106 X _ =9.55 X 106x 2=3.09 X 104N mm 4 ni442.3小齒輪計算直徑：d13,l(ZEZH)22KT1i 12Y h：(189.8 25)2 2 X 3.09 1043 =46.6mm V 535122確定幾何尺寸：齒數：取乙=20Z2 =i Z 1 =2 X 20模數：m=d 1 / Z 1 =46.6/20=2.33,取標準模數分度圓直徑 d=mz根據模數計算所有齒輪的相關尺寸參數。其中，為減小箱體尺寸，齒寬米用20mm和35mm 。3校核齒根彎曲疲勞強度(1)許用齒根應力極限應力oFlim =0.7HBS+275安全系數取節(jié)點區(qū)域系數

19、：Zh=2.5彈性系數：Ze=189.8 jMPaZ2=40m=2.5d1=50mmd2=100mmoFlim1 =443MPaOim2 =415MPaSf =1.40 =316MPa0f2 =296MPaYfs1 =4.05Yfs2 =4.00oF1 =140MPa oF2=138MPaKa=1.1許用齒根應力金=OFlim /S F(2)驗算齒根應力復合齒形系數齒根應力 ofi =(2KT i/bd i m) 丫 Fsi 1O2 = Ol YfS2 /Y fsiOF1 Of1OF2 267 310 395 20 612Kfp” =1.5Kv =1.004Kfb =1.5KFa=1.0Y f

20、s =4.24X =0.57m = 10n c=395r/m in 乙=20Sfp =612MPamFa 1.5Y4mmL=64mmh=15mm=1.5m=2.51.5齒輪模數符合要求3.4操縱機構設計(1)單獨操縱機構本變速箱米用兩個單獨的操縱機構操縱機構1:滑移齒輪1的總移動量L=2b+2 A+10+3 X 2=64滑塊高度滑塊偏移量為a為使滑塊不脫離齒輪的環(huán)形槽而正常工作，一般要求a L2/4.8h擺桿的擺角為si n 一L2 2R 2(A a)操縱機構2 :滑移齒輪2的總移動量滑塊高度滑塊偏移量為a擺桿軸線與齒輪軸線之間的距離 A L2/4.8ha=62 L=64mmh=10mm a=

21、2.5mmA=86mma=59 擺桿的擺角為(2)操縱機構的定位sin2L2RL2(A a)7采用鋼球定位圖四：操縱機構圖3.5鏈輪設計鏈輪齒數確定：小帶輪轉速 13 取Z2=iZ i =1.41 2 X 13鏈條節(jié)距:初定中心距：a=3050p , ao=4Op計算鏈長:Lp=( Z 1 + Z2 )/2 +2a o/p +(p/ao) (Z2 - Z1 )/2 詢25乙=13Z2=27查圖表p=25.4mm ao=1O16mmLp=100.12mmKa=1.3Kz=0.66Kl=1.04Kp=1P=2.3kWp=31.75mma=714.02mmd=132mmda=142mmdf=120m

22、m計算額定功率：工況系數Ka :查表中等沖擊電動機小鏈輪齒數系數：k z=(77)1.08鏈長系數:多排鏈系數Kp：查表鏈排數為1PoKaPKzKlKp=3.09 x 104NmmFa=1236NFr=449.9NFp=657.67NLh=441141.6hd1 =50mm=3.09 x 104NmmFt=1.236 x 103 N鏈節(jié)距：取 20Ap=31.75mm實際中心距：PZi Z?hZi Z 2 2 Z2 Z1 2a 才【(LP -) (Lp -) 8(-) 6分度圓直徑：d P.180sinZ齒頂圓直徑：齒根圓直徑：其他尺寸參見機械零件設計手冊4主要零件校核4.1軸承的選擇與校核各

23、軸都選擇深溝球軸承，采用的軸承代號如下：U軸：6205 川軸：6205 W軸：6206以軸U為依據進行計算：選擇 6205系列該軸上的齒輪分度圓直徑為：d 1 =50mm傳遞功率 P=1.43kW轉速 n=442.3r/min轉距：T,9.55 106 P 9.55 X 106 X 1.43/442.3=3.09X 104NmmnFa=2/d i=1236NFr=Fatg a=1236 Xtg20 0=449.9N由于軸承只承受徑向載荷，故當量動載荷即為軸承承受的徑向載荷FjFt2 Fr2P 26Lh 10 ( ftC ) =345832h 460n fpFp其中 C=22.4 X 103Nf

24、t=1.0 fp=1.5e=3MB106A 變速箱用軸承的額定壽命為：14000-30000h計算實際使用壽命遠大于額定壽命，兀全付合要求。4.2軸的校核以II軸為計算依據，對軸的強度進行校核該軸上的小齒輪分度圓直徑：傳遞的轉矩為：作用在齒輪上的切向力：Ft=2T 1/d 1徑向力：Fr=Ft tga法向力：Fn=Ft/cosa(其中a=20o )軸的材料采用45鋼調質水平支反力：Fah=Fbh =Ft/2Fr=449.9 NFn=1.315 X 103NF ah =F bh =618N(L1 =82mm)Mch =5. X 104NmmFbv=234NFav=215.9N(L=298mm)(

25、L2=216mm)MCV=-1. X 10 4NmmM cv=5. X 10 4NmmMC=5.07 X 104NmmM c=7.1X104NmmT=1.5 X 104Nmmg = 0.6)Me=7.2 X 104Nmmd 23mm水平面彎矩：M CH = F AH L垂直面支反力：Fbv= (FrL i+Fn-)/L 9Fav= Fr- F bv垂直面彎矩：Mcv=FavLCV =F BV L合成彎矩：Me JmCh M Cv 9M CM CH M CV轉矩計算：T= Ft X d/2根據彎矩圖可知齒輪對稱中面處的軸截面為危險截面，應計算其當量彎矩I1 22Me 皿(aT)2或 Me=M C

26、取兩者中大者計算軸徑：根據軸的材料，查得軸的抗拉強度c b=650MPa對稱循環(huán)的許用彎曲應力cw=60MPa由公式9d 24mm考慮鍵槽的影響，該截面軸徑應加大 4%，貝U,直徑經與結構設計比較，該截面的計算直徑小于其結構設計確定的(25mm )，故軸的強度符合要求5潤滑齒輪潤滑：v=3.14 X 180 X 56.28 - 60000=0.53m/s12m/s通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據齒輪的圓周速度大小而定。當齒輪 的圓周速度Vv 12m /s時，常將大齒輪的輪齒浸入油地中進行浸油潤滑。 這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱 壁上，借以散熱。用L-FC3工業(yè)齒輪油，適用于主軸承，輕載工業(yè)齒輪。滾動軸承潤滑：采用潤滑脂潤滑，通過擋油環(huán)阻止機箱內的油進入軸承腔內，以免污染 潤滑脂，降低軸承壽命，用通用鋰基潤滑脂，其適用于