变速箱设计说明书

1、摘 要 变速箱的重要动作就是更换不同的齿轮组合，我们可以拨动手排档的档位来改变齿轮的相对位子，借着不同齿轮间的咬合与连接，以达到变换“齿轮比”(简称齿比)的目的，完成我们换档的目的。有级式变速器是目前使用最广的一种。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。本次设计从最大、最小转速参数的设计到标准公比的选用到转速的确定、齿数、齿轮的确定等都严格按照要求设计。查阅了多种设计资料确定了主传动系统结构、转速图，各轴直径的计算和它们刚度强度的校核，齿轮的齿数、模数和主传动链的设计，从而确定了主轴箱的大体结构，从而绘制出装配图和各向视图。关键词： 主轴 齿轮 箱体 轴承AbstractGear box

2、9;s important movement is the replacement different gear combination, we may dial begin gear's files position to change gear's relative seat, is borrowing linking and the connection between the different gear's, achieves the transformation “the gear ratio” (i.e. tooth ratio) the goal, co

3、mpletes the goal which we shift gears. The having steps type transmission gearbox uses the broadest one kind at present. It uses the gear drive, has certain definite value velocity ratio. this design from biggest, and the least turns soon the parameter designs the standard compares of choose to use

4、to turn to really settle soon, wheel number, the wheel gear really settles etc. all strict design according to the request. Checking various designs data made sure the main drive to move the system construction and rotate speed diagram, diameter calculation in each axes with they just checkout the i

5、ntensity of them, the wheel of the wheel gear number, the modulus and the design of the main drive to move a chain, thereby make sure the big body structure of the principal axis box, thus draw an assemble diagram with each to see diagram.Keyword: principal axis gear box bearing绪 论设计的过程是通过分析、创造和综合而达

6、到满足特定功能目标的一种活动。在此过程中需不断地对设计方案进行评价，根据评价的结果进行修改，在设计的过程中不断地发现问题和解决问题。随着社会不断发展和科学不断进步对变速箱设计技术要求越来越高，计算机辅助设计（CAD）和计算机辅助工程（CAE）应用。使得变速箱的设计理论和方法由人工绘图向计算机绘图，由定性设计向定量设计、由表态和线性分析向动态和非线性分析，由可行性设计向最佳设计过渡。变速箱的重要动作就是更换不同的齿轮组合，我们可以拨动手排档的档位来改变齿轮的相对位子，借着不同齿轮间的咬合与连接，以达到变换“齿轮比”(简称齿比)的目的，完成我们换档的目的。有级式变速器是目前使用最广的一种。它采用齿

7、轮传动，具有若干个定值传动比。变速箱的设计不仅要满足总体布局变速箱的形状和尺寸的限制、达到十二级转速还要便于装配、调整、润滑和维修。根据指导老师的推荐，重点选用冯辛安主编的机械制造装备技术以及辅助类书刊包括材料力学、机械制造技术基础、机械制图、机械设计等图书。其中，冯辛安的机械制造装备技术无疑是系统化介绍和设计变速箱的资料。在主要的传动设计中，参考齿轮齿数和带轮直径的确定，是主轴箱的尺寸，轴的直径，以及传动精度等一系列布局。在结构式，结构网确定之后，要对传动件的结构、材料、构造等进行计算和设计。传动件包括齿轮、传动轴等。其中齿轮的构造中选用双联齿轮，对齿轮的拼装，齿轮太窄或太宽时的处理，齿轮在

8、轴上的定位问题比较全面的论述,齿轮的模数确定等。传动轴在反复弯曲载荷和扭曲载荷下不发生疲劳破坏。刚度方面，轴在弯曲和扭曲载荷下不致产生过大的变形。高速旋转的轴还应计算其临界转速，以免发生共振，传动轴首先要估算直径，然后再进行刚度验算。提高刚度时可以采用加大轴的直径缩短轴的长度，使轴上的主动和被动传动件尽可能的靠近，使传动件靠近轴。传动件如齿轮和轴的校核都是参照材料力学、机械设计等内容和公式来展开的。在尺寸的标注以及公差配合等内容时，要查阅尺寸及公差配合和、机械制造基础中的尺寸链计算。在制图的过程中，标题栏的尺寸、图纸大小以及一些零件的画法要参考机械制图和简明手册等工具书。文献资料是一个设计者必

9、备的工具，选着全面的实用的工具是设计者必备的素质。面对茫茫书海，我们要在指导老师的指导下挑选合适自己的设计题目的参考资料，并且要多方面收集现代设计中一些先进信息加入到自己的题目中。其实，整个设计的过程就是将大学四年学习的知识融会贯通的过程，很多当时感觉不怎么懂得东西通过设计将变得更具体、更实用可行，学会应用理论资料，把所学知识为我所用。能将那些规格化的、单一的零件经过计算，设计成一台可以实现运转的机械，就是我们的根本意图所在了。我们设计的还是比较初级的机械，在实践中，只有经过不断的改进，才能达到高的生产效率，然而，基础的知识和原理是设计的源头，工具书的编者为我们提供了如此系统的、直观的资料，是

10、难得的财富，要爱护藏书，让知识美化世界，让文明进化人类。就我个人而言，我希望能通过这次毕业设计对自己将要从事的工作进行一次适应性的训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为今后的工作、学习打下良好的基础。在本次设计的整个过程中，得到了姚老师及其他老师的真诚指导和帮助，在这里我对各位老师的辛勤付出和内心辅导表示衷心的感谢。初次大规模的设计，在某些领域、某些细节上还存在着不足之处，恳请老师和同学们提出意见，继续改善，完善此次设计。 谢谢！第一章 主参数的确定第一节 主传动系公比的确定任务书给出的主要参数：电动机功率P=7.5kw，输出轴转速在301400r/min之间，变速级数为12级由于转速

11、范围 R= =因为级数Z已知： Z=12级 则=1.41，因此取=1.41合适。一、各级转速各级转速数列可直接从标准数列表中查出。标准数列表给出了以=1.06为公比的从115000的数列，因=1.41=1.06，从表中找到n=1400r/min，就可以每隔5个数值取1个数，得：=31.5r/min =250r/min =45r/min =355r/min=63r/min =500r/min=90r/min =710r/min=125r/min =1000r/min=180r/min =1400r/min 共12级转速。 第二节 主传动系设计一、选择传动方案根据使用要求和结构性能综合考虑，并参考

12、同类型设备，现选定：采用滑移齿轮变速。1.传动结构式的选择结构式对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效，可考虑到本次设计的需要可以参考一下这个方案。确定传动组及各传动组中传动副的数目,级数为Z的传动系统有若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3个传动副。即 Z=Z1Z2Z3传动副数由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子:可以有几种方案，Z=322, Z=232, Z=2232.传动顺序的安排12级转速传动系统的传动组，可以安排成：Z=322, Z=232或Z=223选择传动组安排方式时，根据

13、传动副前多后少原则, 因此第一个传动组的传动副选用3及主轴对加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2。因此选用Z=322。3.传动系统的扩大顺序的安排对于12级的传动可以有以下六种扩大顺序方案，Z=322，Z=322，Z=322Z=322，Z=322，Z=322 可为了使结构和其他方面不复杂，同时为了满足传动方案的扩大顺序与传动顺序一致的顺序扩大传动，选择的设计方案是：Z=322其中最后扩大的变速范围合格。4.转速图的拟定设计变速传动系时，为了避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比u ；为避免扩大传动误差，减少振动噪音，一般限

14、制直齿圆柱齿轮的最大升速比u 2；因此，各变速组的变速范围相应受到限制：主传动各变速组的最大变速范围为R= u/ u8采用从主轴开始往前推，也就是先决定轴的转速，依次确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。轴转速的确定:齿轮传动比受到u2的限制,现在传动组C的变速范围为=8,可知这个传动组中两个传动副的传动比必然是前面提到的极限值,即u=,u=2，这个传动组的升速降速传动比都达到了极限值，这样就确定了轴的六级转速只有一种可能，即为125710r/min。轴转速的确定:轴-间两条传动比连续间应当相距3格。在传动比极限的范围内，轴转速最高为5001000 r/min，

15、最低可为180355r/min可能性较多，为了轴的转速高一些并避免升速，可取u=,u=1。因此，确定轴的转速为355710 r/min。轴转速的确定:根据尽可能提高转速和降速的传动比又不要过小的要求，可取u=,u=，u=1。这样就确定了轴的转速为710 r/min。转速图如下： 传动系转速图第三节 主传动系统图一、齿轮齿数的确定1.轴间三对齿轮的传动比Ia1=1/2, Ia2=1/1.41, Ia3=1在转速图上轴I-II之间有三条传动线,分别为水平、向右下方降一格、向右方下降两格。查机械设计手册3卷表18.2-6得出可用齿轮和s及各齿轮副中小齿轮齿数如下：SI 486072841.00243

16、036421.41202530352.0016202428根据齿数确定得原则及需求，按最小齿数限制可选定s=72,则Ia1=1/2 Za1=24 Za1=48Ia2=1/1.41 Za2=30 Za2=42Ia3=1 Za3=36 Za3=36-轴间三对齿轮的传动比Ib1=1/,Ib2=1在转速图上，II轴的每一转速都有两条线与III轴相连，分别为水平和向右下方降三格。由于II轴有三种转速，每种转速都通过两条线与III轴相连，故III轴共有种转速。连线中的平行线代表同一传动比。查机械设计手册3卷表18.2-6得出可用齿轮和s及各齿轮副中小齿轮齿数如下：SI768084881.003840424

17、42.8220212223根据齿数确定得原则及需求，按最小齿数限制可选定s=84,则Ib1=1/ Zb1=22 Zb1=62Ib2=1 Zb2=42 Zb2=42-轴间三对齿轮的传动比Ic1=1/3.98, Ic2=2在转速图上，III轴上的每一级转速都有两条传动线与IV轴相连，分别为向右上方升两格和向右下方降四格。 故IV轴的转速为级。查机械设计手册3卷表18.2-6得出可用齿轮和s及各齿轮副中小齿轮齿数如下：SI8490941003.9517181920230303550根据齿数确定得原则及需求，按最小齿数限制可选定s=90,则Ic1=1/3.95 Zc1=18 Zc1=72Ic2=2 Z

18、c2=60 Zc2=30二各轴的转速及功率1.主轴的计算转速 由表3-10（机械制造装备设计）知，主轴的计算转速是低速第一个三分之一范围的最高一级转速，即n=90 r/min。2.各传动轴的计算转速轴为125 r/min，轴为335 r/min，轴为710 r/min。3.各组齿轮的计算转速：只确定最小齿轮的计算转速- 335 r/min- 335 r/min- 710 r/min4.各轴功率传递效率： =0.96, =0.99,齿轮传动8级精度=0.97。P=P =7.50.96=7.2kwP= P=7.20.990.97=6.91kwP= P=6.910.990.97=6.63kwP= P

19、=6.630.990.97=6.37kw5.各轴的转矩T=9550=9550NM=49.73NMT=9550=9550NM=96.84NMT=9550=9550NM=185.88NMT=9550=9550NM=506.53NMT=9550=9550NM=675.92NM 轴名参数电动机轴轴轴轴轴计算转速n/(r/min)144071035512590功率P/KW7.57.26.916.636.37扭矩T/(N·m)49.7396.84185.88506.53675.92效率0.960.920.880.85三 计算及校核齿数和为72的齿轮齿数: 传动比: 两齿轮材料均为硬齿面齿轮，查机

20、械设计书表6-5，6-6得：小齿轮用40Cr,调质表面淬火，硬度为48-55HRC，平均取为52 HRC；大齿轮用45号钢，调质表面淬火，硬度为40-50HRC，平均取为45 HRC。1. 计算齿数和为72的齿轮计算项目计算内容计算结果转矩 齿宽系数选择齿轮类型选择齿轮精度使用系数动载系数载荷分布系数载荷分配系数系数K节点区域系数 重合度系数弹性系数接触疲劳极限初步计算许用接触应力 初步计算小齿轮直径齿轮齿宽b模数m的计算分度圆直径中心距a齿轮节圆速度VFZ系数KT=9550变速箱的齿轮传动齿宽系数（0.20.4）根据齿轮的工作条件，选用直齿圆柱齿轮传动按估计的圆周速度,初步选择8级精度由表6

21、-7查得使用系数由图6-6a动载系数由图6-8：按齿轮在两轴承中间非对称布置由表6-8：按齿面硬化，直齿轮，8级精度100N/mm初步确定节点区域系数 重合度系数由表6-9确定弹性系数由图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力0.90.9 b=mm小齿轮齿宽，大齿轮齿宽，取标准模数按计算结果校核前面的假设是否正确V=由图66a查的F=168.05 Nmm 100Nmm由图614查的节点区域系数Z=268.4ZZZ=519.78 MPa齿轮接触疲劳强度安全=0.35直齿圆柱齿轮传动8级精度=1.25=1.10=1.1=1.2K=1.81=1175Mpa=1125MPa=1057.5MPa=1012

22、.5MPa=64.38mmmmmmV=2.67m/s=0.64=1.10F=2688.88N=1.2合理Z=2.5K=1.982. 校核齿数和为72的齿轮计算项目计算内容计算结果弯曲疲劳强度校核弯曲疲劳极限应力小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数 寿命系数尺寸系数实验齿轮应力修正系数弯曲疲劳强度安全系数计算许用应力：小齿轮弯曲疲劳许用应力大齿轮弯曲疲劳许用应力大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度查机械设计书图6-18得：小齿轮齿形系数大齿轮齿形系数查机械设计书图6-19得：小齿轮应力修正系数大齿轮应力修正系数查机械设计书图6-20得：重合度系数=按6-24查材料弯曲疲劳极限应力：小齿轮应力循环次数：大齿

23、轮应力循环次数：由表6-13计算弯曲疲劳强度计算寿命系数代入得查6-25表得尺寸系数由式（6-14）取由表6-12取安全系数小齿轮的弯曲疲劳许用应力：大齿轮的弯曲疲劳许用应力：比较,应按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度：弯曲疲劳强度足够。=360HRC=220HRC=2=508 弯曲疲劳强度足够四计算齿数和为84的齿轮齿数: 传动比: 两齿轮材料均为硬齿面齿轮，查机械设计书表6-5，6-6得：小齿轮用40Cr,调质表面淬火，硬度为48-55HRC，平均取为52 HRC；大齿轮用45号钢，调质表面淬火，硬度为40-50HRC，平均取为45 HRC。计算项目计算内容计算结果转矩 齿宽系数选择齿轮类型选择

24、齿轮精度使用系数动载系数载荷分布系数载荷分配系数系数K节点区域系数 重合度系数弹性系数接触疲劳极限初步计算许用接触应力 初步计算小齿轮直径齿轮齿宽b模数m的计算中心距a齿轮节圆速度VFZ系数KT=9550变速箱的齿轮传动齿宽系数（0.20.4）根据齿轮的工作条件，选用直齿圆柱齿轮传动按估计的圆周速度,初步选择8级精度由表6-7查得使用系数由图6-6a动载系数由图6-8：按齿轮在两轴承中间非对称布置由表6-8：按齿面硬化，直齿轮，8级精度100N/mm初步确定节点区域系数 重合度系数由表6-9确定弹性系数由图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力0.90.9 b=mm小齿轮齿宽，大齿轮齿宽，取标准

25、模数按计算结果校核前面的假设是否正确V=由图66a查的F=175.18Nmm 100Nmm由图614查的节点区域系数Z=268.4ZZZ=864.95 MPa齿轮接触疲劳强度安全。由计算结果可知，工作应力比许用应力小（1012.5-864.95）MPa=147.55 MPa，为了充分利用材料，可以把齿宽适当减小，=b（）=21.89=0.35直齿圆柱齿轮传动8级精度=1.25=1.05=1.1=1.2K=1.73=1175Mpa=1125MPa=1057.5MPa=1012.5MPa=85.23mmmmmmV=1.63m/s=0.35=1.06F=4204.54N=1.2合理Z=2.5K=1.

26、90mmmm五 计算及校核齿数和为90的齿轮齿数: 传动比: 两齿轮材料均为硬齿面齿轮，查机械设计书表6-5，6-6得：小齿轮用40Cr,调质表面淬火，硬度为48-55HRC，平均取为52 HRC；大齿轮用45号钢，调质表面淬火，硬度为40-50HRC，平均取为45 HRC。1. 计算齿数和为90的齿轮计算项目计算内容计算结果转矩 齿宽系数选择齿轮类型选择齿轮精度使用系数动载系数载荷分布系数载荷分配系数系数K节点区域系数 重合度系数弹性系数接触疲劳极限初步计算许用接触应力 初步计算小齿轮直径齿轮齿宽b模数m的计算分度圆直径中心距a齿轮节圆速度VFZ系数KT=9550变速箱的齿轮传动齿宽系数（0

27、.20.4）根据齿轮的工作条件，选用直齿圆柱齿轮传动按估计的圆周速度,初步选择8级精度由表6-7查得使用系数由图6-6a动载系数由图6-8：按齿轮在两轴承中间非对称布置由表6-8：按齿面硬化，直齿轮，8级精度100N/mm初步确定节点区域系数 重合度系数由表6-9确定弹性系数由图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力0.90.9 b=mm小齿轮齿宽，大齿轮齿宽，取标准模数按计算结果校核前面的假设是否正确V=由图66a查的F=334.65Nmm 100Nmm由图614查的节点区域系数Z=268.4ZZZ=997.22 MPa齿轮接触疲劳强度安全。=0.35直齿圆柱齿轮传动8级精度=1.25=1.0

28、5=1.1=1.2K=1.73=1175Mpa=1125MPa=772.8MPa=578 MPa=98.58mmmmmmV=1.63m/s=0.36=1.07F=9370.37N=1.2合理Z=2.5K=1.732. 校核齿数和为90的齿轮计算项目计算内容计算结果劳强度校核小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数 寿命系数尺寸系数实验齿轮应力修正系数弯曲疲劳强度安全系数计算许用应力：小齿轮弯曲疲劳许用应力大齿轮弯曲疲劳许用应力大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度查机械设计书图6-18得：小齿轮齿形系数 大齿轮齿形系数 查机械设计书图6-19得：小齿轮应力修正系数大齿轮应力修正系数查机械设计书图6-20得：重

29、合度系数=按6-24查材料弯曲疲劳极限应力：,小齿轮应力循环次数：大齿轮应力循环次数：由6-13计算弯曲疲劳强度计算寿命系数代入得查6-25表得尺寸系数由式（6-14）取：=2由6-14的 取安全系数：小齿轮的弯曲疲劳许用应力：大齿轮的弯曲疲劳许用应力：比较取,应按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度：弯曲疲劳强度足够。=360MPa=220MPa=2=508弯曲疲劳强度足够3.3各齿轮参数变速组名称齿数比分度圆直径基圆直径齿宽齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径分度圆齿距分度圆齿厚中心距轴到轴108101.52533.75114100.5108108101.52533.75114100.59084.625

30、33.759682.5108126118.42033.75132118.57267.72533.757864.5108144135.42033.75150136.5轴到轴168157.82545176158168168157.82545176 1588882.6304596781682482332545256238轴到轴9993355.56.8711082.25247.5396372.1305.56.87407382.2330310305.56.87341316.2247.5165155355.56.87176151.23.4主传动系统图主变速传动系图 四 带轮的设计4.1带轮参数的计算计算项

31、目计算内容计算结果计算功率选择带型小带轮直径演算带速V大带轮直径确定中心距带长实际中心距a校核小带轮包角带根数Z张紧力轴上载荷V带传动计算名义功率 P=7.5KW查机械设计表5-6得：=1.1=(机械设计)由=8.25KW，n=1440r/min和机械设计图5-10，确定选用A型号普通v带按设计要求，由表52，A型号普通v带最小直径为75mm，再看图510及表56，选择小带轮直径V=m/s,在速度范围225m/s内, 带速合适.=2.02，取=0.02=247.45由机械设计表5-7取=250mm实际传动比=传动比误差相对值=一般允许误差5%，所选大齿轮直径可用0.55（D+D）2（D+D）中

32、心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。取由机械设计公式(5-14)得带长 由机械设计表5-4，选用基准长度=2000mm=>在要求的范围以上,包角合适.确定带的根数Z因为：=2.04V=9.42m/s查机械设计表5-6得 查机械设计表5-9得 7因,查机械设计表5-11得 因=1550mm,查机械设计表5-12得 故得Z=3.91 取Z=4 确定初拉力=500 由机械设计式(5-18)得压力=2Zsin=8.25KW=125mm带速合适=250mm=2.04=0.9%=1994mm=2000mma=703mm=Z=4=176N=1402N五 主轴部件5.1 主轴部件的基本

33、要求 主轴部件是机床的重要部件之一。它是机床的执 行件.他的功用提支承并带动工件或刀具旋转进行切削,承受切削力和驱动力等载荷,完成表面成型运动.主轴部件通常由主轴及其支承、传动件、密封件及定位元件组成。主轴部件的工作性能对整机性能和加工质量以及机床生产率有着直接影响是决定机床性能和技术的经济指标的重要因素.主轴在工作载荷下，应能长期保持需要的稳定的工作精度。以保证工件的加工精度和表面光洁度。在各传动件、轴承是最重要的组件所以它的选用都有比较严格的限制。机床常用的轴承有,滚动轴承、液体静压轴承空气静压轴承等,对主轴轴承的要求是旋转精度高,承载能力大,极限转速高,适应变速范围大,等等。主轴端安装工

34、件的径向和轴向跳动是主轴箱设计中要保证的部分。主轴前端采用圆柱滚子轴承和角接触球轴承成对安装，中、后端用深沟球轴承。在使用时，涉及到双列向心短圆柱滚子轴承间隙的调整，由螺母经套筒压在内环的端面上。主轴的材料也需要经过计算，在该进行热处理的方位进行处理。 主轴滚动轴承的润滑可以用润滑油和润滑脂来润滑。关于选用润滑油还是润滑脂要根据转速的高低来判断。在速度较低时，用润滑脂比用润滑油温度低，在速度较高时，则用润滑油较好。主轴部件密封的作用，对于油润滑的主轴部件来说，为的是防止油外泄和灰尘屑末进入。对主轴的要求：1、旋转精度：主轴的外圆面和端面用来安装卡盘，因此应该保证一定的旋转精度2、刚度：指主轴的

35、抗变形能力；3、抗震性：提高主轴的静刚度，采用较大阻尼比的轴承。4、耐磨性：在安装轴承、夹具、刀具和主件部位应淬火处理。5、主轴的材料和热处理：采用45号钢。一般机床的主轴轴承为滚动轴承，可用45钢调质到（220250）HBS左右，主轴锥孔、卡盘定心轴径。应淬硬（4555）HRC6、主轴轴承的选择：(1)旋转精度高、刚度高、承载能力、大极限转速高.(2)适应变速范围大,磨擦小噪声小.(3)抗震性能好使用维护方便等等.5.2 轴的设计5.2.1主传动轴径， 轴心矩计算a、选择轴的材料主轴箱传动轴材料选取45钢，经调质处理，其机械性能由机械设计表2-5查得：，；查机械设计表2-7，得. 查表26得

36、，=35 b、初步计算轴径由公式转矩=得：d=C 轴名参数电动机轴轴轴轴轴计算转速n/(r/min)144071035512590功率P/KW7.57.26.916.636.37扭矩T/(N·km)49.7396.84185.88506.53675.92效率0.960.920.880.85计算内容计算过程计算结果各轴最小直径 d各轴心距L确定：主轴前径主轴后径平均直径主轴内孔直径选 C=110=C=110× =23.80mm=C=110×=29.58mm=C=110×=41.32mm=C=110×=45.50mm=表3-13（机械制造

37、装备设计）取=120mm=0.75=(55%60%)取=38mm=36mm=45mm=6Omm=108mm=168mm=247.5mm=120mm=90mm=105mm取=60 mm5.3 轴的校核5.3.1 输入轴的校核计算、受力图和转矩图 5.3.1.1输入轴的校核计算项目计算内容计算结果计算齿轮受力齿轮的圆周力齿轮的径向力作用于轴上的支反力水平面内的支反力A点支反力 B点支反力C点弯矩垂直面内的支反力A点支反力 B点支反力C点弯矩C点合成弯矩C截面处的当量弯矩校核轴的强度截面当量弯曲应力输入轴的转速、功率、转矩分别为：齿轮的圆周力 由公式 齿轮的径向力作用于轴上的支反力水平面内的支反力=

38、 =100 垂直面内的支反力 = =100=画合成弯矩图（h）画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取，则按计算，画当量弯矩图（i）校验轴的强度一般而言，轴的强度是否满足只需对危险截面进行校验即可，即轴的当量弯矩较大且轴的直径最小处。根据弯矩大小及轴的直径选定C截面进行强度校核，由机械设计表2-5，45钢 ，按表2-7用插值法得 ，C截面当量弯曲应力 =40.85MPa < （因C截面有键槽,考虑对轴强度削弱影响,故乘以0.95）校验合格，故轴安全。=2306N=839N=1722N =583N=172200N=626N=212N=62600N=183225Nmm 5.3.1.2 轴上受力

39、分析及弯矩、转矩、当量弯矩 5.3.2 主轴的校核计算、受力图和转矩图 5.3.2.1主轴的校核计算项目计算内容计算结果计算齿轮受力齿轮的圆周力齿轮的径向力作用于轴上的支反力水平面内的支反力、D点弯矩垂直面内的支反力、D点弯矩合成弯矩C截面处的当量弯矩校核轴的强度D截面当量弯曲应力主轴的转速、功率、转矩分别为：齿轮的圆周力 由公式 齿轮的径向力 作用于轴上的支反力水平面内的支反力= N垂直面内的支反力 = N轴的弯、转矩,并画弯、转矩图，分别作出水平面和垂直面上的弯矩图（d）、（f）按进行弯矩合成画转矩图（h）画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取，则画当量弯矩图（i）校验轴的强度一般而言，轴

40、的强度是否满足只需对危险截面进行校验即可，既轴的当量弯矩较大且轴的直径最小处。根据弯矩大小及轴的直径选定D截面进行强度校核，由机械设计表2-5，45钢 ，按表2-7用插值法得 ，D截面当量弯曲应力 =27.67MPa < （因C截面有键槽,考虑对轴强度削弱影响,故乘以0.95）校验合格，故轴安全。= 5.3.2.2 主轴的受力图 tt轴简图（a）轴受力简图（b）水平面受力（c)水平面弯矩图（d） 六 润滑和密封一、润滑的作用润滑是降低摩擦、降低温升，并与密封装置在一起，保护轴承不受外物的侵入和防止腐蚀。所选润滑剂和润滑方式决定于轴承的类型、速度和工作载荷。如果选择合适，可以降低轴承的工作

41、温度和延长使用期限。二、主轴滚动轴承的润滑 滚动轴承可以用润滑脂或润滑油来润滑，在速度较低时，用润滑脂比用润滑油温升低；速度较高时，用润滑油较好。所以在设计过程中，采用了油润滑。三、主轴组件的密封主轴组件密封的作用，对于用油润滑的主轴组件来说，为的是防止油外漏和灰尘屑末切削液进入；对于用脂润滑的主轴组件来说，由于脂不会外漏，主要是防止上述外物和齿箱中的润滑油进入，以免把脂稀释摔离轴承。脂润滑主轴对防止外物进入的要求要高些，因为用油润滑时，循环油可以起洗得作用，把外物带走。对于润滑油的防漏，主要靠疏导。也就是本文设计的润滑油经前轴承后，向右经螺母外流。螺母的外圈有锯齿形环槽。主轴旋转时将率向压盖

42、内的空腔，然后经回油孔流回主轴箱。锯齿的方向应逆着油流的方向，环槽应有3-4条，因油被甩到空腔后，可能有少量的被溅回，前面的环槽还可以再甩。回油孔直径尽可能的大些，以保证回油畅通。 四轴承的选择机床传动轴常用的轴承有球轴承和圆锥滚子轴承，在温升空载功率和噪声等方面，球轴承要优越，而滚锥轴承对轴的刚度，支承孔的加工精度要求比较高，因此，球轴承用的更多。本次设计中，由于是支承跨距长的箱体，要从两边同时进行加工，既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻，中或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。两孔间的最小间隙壁厚，不得小于510mm，以免加工时孔变形。滚动轴承是外购标准件，可以简化画

43、法，但类型必须要表示清楚，与其它零件的相关尺寸如：外径，内径和宽度必须按实际尺寸画。结 论 变速箱的设计完成了。通过本次设计，我可以说是对大学所学课程做了一次全方面的复习，虽然说还达不到融会贯通的地步然而也基本上把那些所学的知识都联系在了一起。 通过此次毕业设计，我对变速箱设计的步骤，内容表达方式等有了比较系统的掌握，如变速箱的运动功能设计，总体结构方案设计，变速箱主要参数设计；主传动系的设计，（传动系统图和转速图），传动部件的选取，结构设计，操纵机构的结构设计；变速箱的外观设计；计算说明书的格式、写法等，都有了正确的认识。 同时，在查阅文献资料时，一些外文资料的阅读得益于大学英语的学习；计算校核传动件时，要用到高等数学的内容，在专业方面的知识如理论力学，材料力学中的知识更是不可缺少的。机械设计是一门需要耐心和细心的工作，要求设计人员平心静气，一丝不苟的工作，不能有烦躁的情绪，如果能够融入到设计的氛围中是有很多乐趣的。经过一翻努力最终设计完成了，在设计中难免会有一些不足或欠缺的地方，望老师能够指导。参考文献1.机械制造装备设计 冯辛安主编 机械工业出版社2.机械设计 钟毅芳等 华中科技大学出版社3.机械传动设计手册 江耕华等 煤炭工业出版社4