機械定軸機構的畢業(yè)設計

1、 畢業(yè)設計（論文）題 目:機械定軸機構的設計姓名 學號 指導教師（簽名） 二 年 月 日 目錄【摘要】4前言5機械設計課程設計任務書5傳動方案的擬定及說明6電動機的選擇6傳動裝置的總傳動比及其分配7傳動件設計計算8軸的設計計算14滾動軸承的選擇及計算17鍵連接的選擇及校核計算17聯(lián)軸器的選擇17減速器附件的選擇錯誤！未定義書簽。潤滑與密封18設計小結18總結19致謝19參考文獻20畢業(yè)（設計）成績評定評分表21畢業(yè)設計（論文）成績評定評審等級表22教學用具-機械定軸機構的設計 【摘要】機械定軸變速機構是以ca6140機床主軸箱變速系統(tǒng)為原型建立的一種1：1三級變速仿真教學用具。本教學用具外觀貼

2、近實際機床的變速機構，有效的避免了二維圖形表達不完善的弊端，可以更為方便的為研究機械類的初學者提供一個直觀的視覺模型。本用具提供了多角度多動作的運動模式，可以從各個方面看清楚機械變速的運動模式。本設計是基于cad技術的機械定軸機構及主要零件的工藝設計。隨著計算機信息技術的迅速發(fā)展，計算機輔助設計和計算機輔助制造技術（cad）在各個領域得到了廣泛的應用，尤其是在機械設計及機械制造領域。cad技術的應用大大提高了其工作效率，降低了產品的生產成本。變速機構是一種常用的機械機構，其設計涉及材料、力學等多類知識。在機械定軸變速的設計過程中，本人積極引入cad技術，運用新型三維軟件solidworks對定

3、軸變速機構各部分零件進行造型以及整機裝配，并進行上機調試，最后選擇主要零件進行工藝設計。cad及三維技術的初步應用，簡化了傳統(tǒng)的設計過程，提高了工作效率，并使設計更加合理化，科學化。關鍵字 計算機輔助設計 定軸變速機構 減速器 工藝設計 solidworks造型及模擬動畫前言 由于機械定軸變速是當今世界上最常用的傳動裝置，在所有機電類專業(yè)中對其原理及應用的學習十分重視，所以對于機械初學者各地老師是煞費苦心的進行諄諄教導，但效果卻往往不是很理想，學生在學習中也是感覺不得要領，此教學機構的設計，運用了cad及solidworks三維軟件，清楚明了的介紹了定軸變速機構，并對其中凸輪機構，鏈傳動機構，

4、齒輪傳動機構進行完善的展示，并對其中二維圖紙進行了分析，對主要機構進行了計算分析，符合當今世界主流機械設計思路，并使產品的設計更貼近生產實際，由于三維軟件及其仿真的介入使生產也變得更加合理，在實體造型和裝配過程中及時檢驗并修正了計算中可能出現(xiàn)的問題，使其布局更合理，節(jié)約了大量的生產糾錯的時間及成本。機械設計課程設計任務書題目：設計一用于機械教學的定軸變速機構 一 總體布置簡圖 1箱體；2齒輪組；3撥叉調速機構；4凸輪機構；5鏈輪機構；6標準件部分二 工作情況明確展示變速機構的各個部分以及三級變速精確地展現(xiàn)三 原始數(shù)據(jù) 主動軸轉速v(r/min) 30帶速允許偏差（）：5 使用年限（年）：5 工

5、作制度（班/日）：2 四 設計內容 1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 齒輪傳動設計計算 3. 軸的設計4. 齒輪的設計 5. 滾動軸承的選擇 6. 鍵和連軸器的選擇與校核； 7. 裝配圖、零件圖的繪制 8. 設計計算說明書的編寫 五 設計任務 1 變速器總裝配圖一張 2 齒輪、軸零件圖各一張 3 設計說明書一份 六 設計進度 1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算 2、 第二階段：軸與軸系零件的設計 3、 第三階段：軸、軸承、鍵的校核及草圖繪制 4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：定軸式三級齒輪變速器。故只要對本傳動機

6、構進行分析論證。 本傳動機構的特點是：變速器橫向尺寸較小，各個齒輪嚙合要求先對較低。結構較復雜，軸向尺寸大，各個軸為花鍵軸設計較復雜、剛度差，軸承潤滑要求較低。電動機的選擇 1電動機類型和結構的選擇 因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉、負載較小，主要用于教學使用，所以選用電機可用手動或低轉速電機2電動機容量的選擇 1） 工作機所需功率pw pw20w 2） 電動機的輸出功率 pdpw/ 0.904 pd22.12w 3電動機轉速的選擇 nd（i1i2in）nw 初選為同步轉速為31r/min的電動機（注：此定軸變速機構是教學機構故轉速較低） 4電動機型號的確定 由表201查出電動機型號

7、為db-60gm,其額定功率為20w，滿載轉速125r/min。基本符合題目所需的要求 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 傳動裝置的總傳動比及其分配 1計算總傳動比 由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為： inm/nw nw38.4 i25.142合理分配各級傳動比 由于變速箱是定軸式布置，所以i1i2。 因為i25.14，取i25，i1=i2=5 速度偏差為0.5%5%，所以可行。 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 項 目 主動軸軸i 從動軸軸ii 轉速（r/min） 30 18/11/20功率（kw） 14 18/13/18轉矩（nm） 39.8 39.4/1

8、91/ 925.2 傳動比 0.6 0.4 0.9 效率 0.99 0.97 0.97 0.97 名稱符號公式大齒輪中齒輪小齒輪齒數(shù)z設計選定584942模數(shù)m設計選定2.252.252.25壓力角取標準制202020分度圓直徑dd=mz136.7116.4100.7基圓直徑dd=d*cos3.7683.7683.768齒頂圓直徑dd=d+2h130.7110.494.7齒根圓直徑dd=d-2h127.7107.491.7尺頂高hh=m666齒根高hh=1.25m123.2102.987.2全齒高hh=ha+hf13.513.513.5齒距pp=m18.8418.8418.84齒厚ss=m/2

9、9.429.429.42槽寬ee=m/29.429.429.42傳動件設計計算一、主要數(shù)據(jù)的計算1 選精度等級、材料及齒數(shù) 1） 材料及熱處理； 選擇大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs。 2） 精度等級選用7級精度； 3） 試選小齒齒數(shù)z141，大齒齒數(shù)z258,中齒齒數(shù)z3=494） 選取螺旋角。初選螺旋角14 2按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式計算，即 dt 1） 確定公式內的各計算數(shù)值 （1） 試選kt1.6 （2） 由圖表選取區(qū)域系數(shù)zh2.433 （3） 由圖表選取尺寬系數(shù)d1 （4） 由圖表查得10.75，20.8

10、7，則121.62 （5） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8mpa （6） 由圖d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限hlim1 600mpa；大齒輪的解除疲勞強度極限hlim2550mpa； （7） 由式計算應力循環(huán)次數(shù) n160n1jlh601921（283005）3.32108 n2n1/56.64107 （8） 由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.95；khn20.98 （9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式得 h10.95600mpa570mpa h20.98550mpa539mpa hh1h2/2554.5mpa 2） 計算 （1） 試算小齒分度

11、圓直徑d1t (z1=42) d1t 67.85 （2） 計算圓周速度 v=0.68m/s （3） 計算齒寬b及模數(shù)mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm mnt =3.39 h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （4） 計算縱向重合度 =0.3181tan14 =1.59 （5） 計算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，所以取ka=1 根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖查得動載系數(shù)kv=1.11；由表查的 kh的計算公式和直齒輪的相同， 故 kh=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42

12、 由表查得kf=1.36 由表查得kh=kh=1.4。故載荷系數(shù) k=kakvkhkh=11.031.41.42=2.05 （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式得 d1 =94.7mm （7） 計算模數(shù)mn mn =2.25 3按齒根彎曲強度設計 由式得mn=2.25 1） 確定計算參數(shù) （1） 計算載荷系數(shù) k=kakvkfkf=11.031.41.36=1.96 （2） 根據(jù)縱向重合度=0.318dz1tan=1.59，從圖查得螺旋角影響系數(shù) y0.88 （3） 計算當量齒數(shù) z1=z1/cos =42/cos 14 =21.89 z2=z2/cos =58/cos 14 =

13、109.47 z3=z3/cos =49/cos 14 =87.34（4） 查取齒型系數(shù) 由表查得：yfa1=2.724yfa2=2.172 yfa3=2.625（5） 查取應力校正系數(shù) 由表查得：ysa1=1.569ysa2=1.798 ysa3=1.659（6） 計算f f1=500mpa f2=380mpa f3=430mpakfn1=0.95 kfn2=0.98kfn3=0.97 f1=339.29mpa f2=266mpaf2=302mpa 2） 設計計算 mn =2 mn=2.25 4幾何尺寸計算 1） 計算中心距 z1 =41.7，取z1=42 z2=58z3=49a = 130

14、.7mm a圓整后取130mm 2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arcos =135550 3） 計算大、小齒的分度圓直徑 d1 = 94.7mm d2 = 130.7mm d3 =110.4mm4） 計算齒輪寬度 b=dd1 b=85mm b1=90mm，b2=85mmb3=87mm 5） 結構設計 以大齒為例。因齒輪齒頂圓直徑大于130mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 軸的設計計算 擬定輸入軸齒輪為右旋 二、齒面接觸疲勞強度計算齒面疲勞點蝕是閉式軟齒面齒輪失效的主要形式而點蝕是由于傳動過程中齒面受接觸應力過大引起的，故與齒面接觸應力大小有關，

15、我們設計齒輪時，應使吃面接觸處所產生的最大接觸應力小于與等于齒輪的接觸應力。齒面接觸疲勞強度的校核式： 齒面接觸疲勞強度的設計式：23hehd11)(12sefzzzuuktd上述式中：u齒數(shù)比，u=z2/z1；ze 彈性影響系數(shù)；zh 區(qū)域系數(shù)；重合度系數(shù)；齒輪傳動強度計算說明（1） 接觸強度計算中，因兩對齒輪的h1= h2 ，故按此強度準則設計齒輪傳動時，公式中應代h 1和h 2中較小者。 （2）當載荷、材質、齒數(shù)比等影響因素確定后，齒輪傳動的接觸疲勞強度取決于傳動的外廓尺寸(中心距和齒寬b)的大?。?） +號用于外嚙合，-號用于內嚙合(4) 一對閉式圓柱齒輪的參數(shù)如下：z1=40，z2=

16、36，齒寬系數(shù)為d=1，小齒輪的轉速為750r/min，若主從動輪許用接觸應力為1=700mpa, 2=650mpa，載荷系數(shù).，彈性系數(shù)ze=189.8 mpa ,按照接觸疲勞疲勞強度計算，該齒輪算能傳遞的功率？試中： u= z2/ z1=40/36=1.111 d1=mz1=240mm b=d d1=240mm由設計題可知：大齒輪許用接觸應力較低，故按照大齒輪計算：t1=95840nm最后計算該齒輪所能傳遞的功率為：p=tn/9550000=7.53kw三、輪齒的受力分析直齒圓柱齒輪 簡化分析常以作用在齒寬中點處的集中力代替均布力。忽略摩擦力的影響、該集中力為沿嚙合線指向齒面的法向力。法向

17、力分解為兩個力即切向力和徑向力。 以節(jié)點 p 處的嚙合力為分析對象，并不計嚙合輪齒間的摩擦力，可得力的大小計算如下： 輪齒的受力分析力的方向判斷如下：切向力： 在從動輪上為驅動力，與其回轉方向相向；在主動輪上為阻力，與其回轉方向相反。徑向力： 對于外齒輪，指向其齒輪中心；對內齒輪則背離其齒輪中心。四、齒輪傳動的特點、類型和基本問題齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，其應用范圍十分廣泛，型式多樣，傳遞功率從很小到很大（可高達數(shù)萬千瓦）。1、齒輪傳動的主要特點： 傳動效率高,可達99。在常用的機械傳動中，齒輪傳動的效率為最高； 結構緊湊與帶傳動、鏈傳動相比，在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間

18、一般較小；與各類傳動相比，齒輪傳動工作可靠，壽命長； 傳動比穩(wěn)定無論是平均值還是瞬時值。這也是齒輪傳動獲得廣泛應用的原因之一； 與帶傳動、鏈傳動相比，齒輪的制造及安裝精度要求高，價格較貴。2、齒輪傳動的分類 按齒輪類型分：直齒圓柱齒輪傳動、斜齒圓柱齒輪傳動、錐齒輪傳動、人字齒輪傳動 按裝置形式分：開式傳動、半開式傳動、閉式傳動。 按使用情況分：動力齒輪以動力傳輸為主，常為高速重載或低速重載傳動；傳動齒輪以運動準確為主，一般為輕載高精度傳動。 按齒面硬度分：軟齒面齒輪（齒面硬度350hbs）、硬齒面齒輪（齒面硬度350hbs）3、兩個基本問題 (1)傳動平穩(wěn) 就是要保證瞬時傳動比恒定，以盡可能減

19、小齒輪嚙合中的沖擊、振動和噪聲。(2)足夠的承載能力 就是要在尺寸、質量較小的前提下保證正常使用所需的強度、耐磨性等方面的要求。保證在預定的使用期限內不發(fā)生失效。 對于斜齒圓柱齒輪而言，其主要參數(shù)有：模數(shù)m、齒數(shù)z、螺旋角以及壓力角a、 齒高系數(shù)h*a、徑向間隙系數(shù)c*。五、輪齒的失效形式及設計準則（一）.齒輪的主要失效形式齒輪傳動的失效主要是指輪齒的失效，其失效形式是多種多樣的。常見的失效形式有：1 輪齒折斷從形態(tài)上看，輪齒折斷有整體折斷和局部折斷；就損傷機理來說，輪齒的折斷也分為兩類：即疲勞折斷和過載(靜力)折斷；2 齒面點蝕 輪齒工作時其工作表面上的接觸應力是隨時間而變化的脈動循環(huán)應力。

20、3齒面膠合 按其形成的條件，又可分為熱膠合和冷膠合。4齒面磨粒磨損 當鐵屑、粉塵等微粒進入輪齒的嚙合部位時將引起齒面的磨粒磨損開式齒輪傳動由于齒輪外露，其主要失效形式為磨粒磨損。5齒面塑性變形 重載時在摩擦力的作用下可能產生齒面的塑性流動，從而破壞原有的正確齒形。由于齒輪其它部分（齒圈、輪輻、輪轂等）通常是經(jīng)驗設計的，其尺寸對于強度和剛度而言均較富裕，實踐中也極少失效。(二)、齒輪的設計準則 對一般工況下的齒輪傳動，其設計準則是：保證足夠的齒根彎曲疲勞強度，以免發(fā)生齒根折斷;保證足夠的齒面接觸疲勞強度，以免發(fā)生齒面點蝕。對高速重載齒輪傳動，除以上兩設計準則外，還應按齒面抗膠合能力的準則進行設計

21、。由實踐得知：閉式軟齒面齒輪傳動，以保證齒面接觸疲勞強度為主。閉式硬齒面或開式齒輪傳動，以保證齒根彎曲疲勞強度為主。軸的設計計算iii軸 1初步確定軸的最小直徑 d34.2mm 2求作用在齒輪上的受力 ft1=899n fr1=ft =337n fa1=fttan=223n； ft2=4494n fr2=1685n fa2=1115n 3軸的結構設計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 i. i-ii段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。 ii. ii-iii段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。 iii. iii-iv段為小齒輪，外徑90mm。 iv. iv-v段分隔兩齒輪，直徑

22、為55mm。 v. v-vi段安裝大齒輪，直徑為40mm。 vi. vi-viii段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a. i-ii段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。 b. ii-iii段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm， 所以長度為16mm。 c. iii-iv段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。 d. iv-v段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。 e. v-vi段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。 f. vi-viii長度為44mm。 4 求軸上的載荷 66 207.5 6

23、3.5 fr1=1418.5n fr2=603.5n 查得軸承30307的y值為1.6 fd1=443n fd2=189n 因為兩個齒輪旋向都是左旋。 故：fa1=638n fa2=189n 5精確校核軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 由于截面iv處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面 2）截面iv右側的 截面上的轉切應力為 軸選用40cr，調質處理，6作用在齒輪上的力 fh1=fh2=337/2=168.5 fv1=fv2=889/2=444.5 7軸的結構設計 1） 確定軸上零件的裝配方案 a）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 b) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，

24、所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。 c) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30mm。 d) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。 e) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。 f) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。 g) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。 h) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。 2） 各段長度的確定 各段長度的確定從左到右分述如下： a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25m

25、m，該段長度定為18.25mm。 b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。 c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。 d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。 e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。 f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm 。8按彎扭合成應力校核軸的強度 w=62748n.mm t=39400n.mm 45鋼的強度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，9作用在齒輪上的力 fh1=fh2=44

26、94/2=2247n fv1=fv2=1685/2=842.5n 10軸的結構設計 1） 軸上零件的裝配方案 2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 i-ii ii-iv iv-v v-vi vi-vii vii-viii 直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 滾動軸承的選擇及計算1求兩軸承受到的徑向載荷ii軸：30206 iii軸： 30307 鍵連接的選擇及校核計算1. 齒輪與軸的連接采用花鍵連接2. 軸與聯(lián)軸器的鍵連接代號 直徑 （mm） 工作長度 （mm） 工作高度 （mm） 轉矩 （nm） 極限應力 （mpa） 主動

27、軸 8760（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0 12880（單頭） 40 68 4 39.8 7.32 從動軸 201280（單頭） 75 60 6 925.2 68.5 1811110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。聯(lián)軸器的選擇一、由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。 二、主動軸用聯(lián)軸器的設計計算 裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器tl4（gb4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用tl5（gb4323-84） 三、

28、第二個聯(lián)軸器的設計計算 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器tl10（gb4323-84） 潤滑與密封一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。 二、滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 三、潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用l-an15潤滑油。 四、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（f）b25-42-7-acm，（f）b70-90-10-acm。 軸承蓋結構尺寸

29、按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。設計小結由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的?？偨Y 通過這次設計，我學到了很多知識，鞏固了一些原來遺忘、疏忽的知識點；原來不理解、沒掌握好的問題，也通過翻閱資料、請教老師，把它們都解決了。由于參數(shù)的選擇是我的一個薄弱環(huán)節(jié)，因此在造型中遇到了許多難題。通過查閱資料，請教老師、同學，我都一一解決了。通過本次畢業(yè)設計，我體會到了團隊的精神的重要性。同時，我也發(fā)現(xiàn)自己在專科階段幾年的學習過程中存在著很多不

30、足，尤其是專業(yè)知識的應用方面，不能在實踐中很好的運用。通過這次畢業(yè)設計，使自己有了一種新的感受和認識，相信自己在今后的工作和學習中將發(fā)的更好。致謝經(jīng)過一個月的忙碌和學習，本次畢業(yè)論文設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個?？粕漠厴I(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方。如果沒有指導教師的督促指導，想要完成這個設計是難以想象的，在這里首先要感謝我的論文指導老師孫老師。孫老師平日里工作繁多，但在我做設計的每個階段，從選題到查閱資料，論文提綱的確定，中期論文的修改，后期論文格式調整等各個環(huán)節(jié)中都給予了我細心的指導。除了敬佩孫老師的專業(yè)水平外，她的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。最后還要感謝這三年