MB106A進給系統(tǒng)有級變速裝置設(shè)計【說明書+CAD】

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木工機床課程設(shè)計是《木工機床設(shè)計》課程的一個實踐教學(xué)環(huán)節(jié)，其目的在于，通過機床的傳動設(shè)計，使學(xué)生受到方案比較、結(jié)構(gòu)分析、零件計算、機械制圖、技術(shù)條件編寫及技術(shù)資料查閱的綜合訓(xùn)練，培養(yǎng)初步具有機床部件的設(shè)計能力。 (2)木工機床課程設(shè)計的內(nèi)容 包括以下幾項： 1）傳動設(shè)計 根據(jù)設(shè)計題目給定的設(shè)計原始數(shù)據(jù)確定其他有關(guān)運動參數(shù)，選定各級轉(zhuǎn)速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結(jié)構(gòu)式或結(jié)構(gòu)網(wǎng)，擬定轉(zhuǎn)速圖；確定齒輪及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。 2）動力設(shè)計 根據(jù)設(shè)計題目給定的機床類型和電動機功率，確定各傳動件的轉(zhuǎn)速，初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù)，確定傳動帶型號及根數(shù)；裝備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、剛度和壽命。 3）結(jié)構(gòu)設(shè)計 完成傳動設(shè)計和動力設(shè)計后，要將主傳動方案“結(jié)構(gòu)化”，設(shè)計進給變速箱裝備圖及零件工作圖，側(cè)重進行傳動軸組件、變速機構(gòu)、操縱機構(gòu)、箱體、潤滑與密封，以及傳動軸和滑移齒輪零件等的設(shè)計。 1.2 木工機床課程設(shè)計要求 木工機床課程設(shè)計的內(nèi)容體現(xiàn)在設(shè)計圖紙和設(shè)計計算說明說中，因此圖紙和說明說的質(zhì)量應(yīng)并重。其具體要求如下： （1）進給變速箱部件裝備圖 它用以表明該部件的結(jié)構(gòu)、機構(gòu)工作原理，零件的功用、形狀、尺寸、位置、相互連接方法、配合及傳動關(guān)系等。進給變速箱轉(zhuǎn)配圖通常由外觀圖、展開圖和若干橫向剖式圖等組成。若受學(xué)時所限，可以繪制展開圖和主要橫向剖視圖。 在裝配圖上，零件要標(biāo)注件號、參數(shù)及數(shù)量，各軸要標(biāo)注軸號。展開圖上標(biāo)注各傳動軸組件的主要配合尺寸（如軸承、花鍵等），還要標(biāo)注一個能影響軸向裝備尺寸的軸向尺寸鏈。橫向剖視圖應(yīng)完整表達一個操縱機構(gòu)，標(biāo)注嚙合齒輪的中心距及公差，標(biāo)注主要零件輪廓尺寸，定位及聯(lián)系尺寸等。裝配圖的方案和結(jié)構(gòu)要合理，圖面整潔清晰，尺寸標(biāo)注正確，符合國家標(biāo)準(zhǔn)。 （2）零件工作圖 繪制若干個零件（如傳動軸、滑移齒輪等）工作圖，應(yīng)能正確表達零件的結(jié)構(gòu)形狀、材料及熱處理，尺寸公差和形位公差、表面粗糙度和技術(shù)條件等，符合有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。 （3）設(shè)計計算說明書 時機計算說明書是對設(shè)計部件的性能、主要結(jié)構(gòu)、系統(tǒng)等方面進行分析及理論計算的技術(shù)文件，應(yīng)論證合理，論據(jù)充分，計算正確，條例清晰，文句通順，標(biāo)點正確，圖標(biāo)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(guān)結(jié)論及公式用方括號注出。其主要內(nèi)容：概述（機床的用途、使用范圍、主要技術(shù)參數(shù)及特點等，同類機床對比分析）；運動設(shè)計；動力設(shè)計（包括零件的初算及驗算）；結(jié)構(gòu)設(shè)計（主要結(jié)構(gòu)的分析、操縱機構(gòu)、潤滑劑密封方式的說明）；其他（另需說明或論證的有關(guān)問題）；參考文獻。 1.3 木工機床課程設(shè)計的任務(wù) 1.3.1 設(shè)計的題目 將MB106A進給系統(tǒng)中的無級變速裝置該為六級有級變速裝置，并進行系統(tǒng)的設(shè)計與計算。 1.3.2 設(shè)計原始數(shù)據(jù) 加工木料最大寬度 600mm 加工木料最大厚度 200mm 最小刨削長度 290mm 最大刨削厚度 5mm 刀頭切削園直徑 128mm 刀軸轉(zhuǎn)速 6000r/min 刀片數(shù) 4片 進料輥筒直徑 90mm 進料速度 7—32m/min 主電機功率 5.5kw 加工材種 軟、硬雜木 木材含水率 10%---15% 1.3.3 課程設(shè)計的工作量 （1）編寫設(shè)計計算說明書 a.機床用途說明 b.運動計算——擬定結(jié)構(gòu)圖，轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 c.動力計算——通過計算，決定進給電機功率和主要零件的尺寸和材料 d.設(shè)計方案的分析比較 （2）設(shè)計圖紙 a.繪制進給變速箱體圖1張，表明齒輪傳動關(guān)系，操縱機構(gòu)的裝配關(guān)系和工作位置關(guān)系 b.繪制主要零件工作圖1張 c.繪制傳動系統(tǒng)圖1張 1.3.4 課程設(shè)計的時間安排 木工機床課程設(shè)計的時間為3周 （1）分析題目、并擬定設(shè)計方案 8% （2）初步計算零件 8% （3）初步繪制部件裝配圖 40% （4）驗算主要零件 10% （5）繪制主要零件工作圖 10% （6）修訂裝配圖 4% （7）編寫說明書 10% （8）考查 10% 1.4 木工機床課程設(shè)計步驟 （1）設(shè)計準(zhǔn)備工作 根據(jù)給定的設(shè)計題目，應(yīng)明確設(shè)計任務(wù)、內(nèi)容、要求和步驟。擬定工作計劃；手機查閱技術(shù)資料；對1—2臺同類機床進給傳動部件進行分析研究、做到理解、消化并能有所改進，在此基礎(chǔ)上進行設(shè)計構(gòu)思。 （2）傳動設(shè)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(jié)構(gòu)尺寸，如傳動軸的直徑、齒輪的模數(shù)及寬度、v帶的型號及根數(shù)、滾動軸承的類型及配置等。 （4）繪制部件的裝配草圖 （5）零件驗算 零件的位置和尺寸確定之后，即可分析其受力狀態(tài)，并進行較為精確的驗算，驗算指定的零件及其項目，一般可以驗算傳動軸彎曲剛度及抗振性、花鍵軸側(cè)擠壓應(yīng)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(jù)驗算結(jié)果修改草圖，進一步完善草圖，經(jīng)審查同意后，按制圖標(biāo)準(zhǔn)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(shè)計計算說明書 設(shè)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(rèn)真修改，抄清完成。 1.5 木工機床課程設(shè)計指導(dǎo) 在木工機床課程設(shè)計過程中，學(xué)生應(yīng)運用所學(xué)知識獨立進行工作，指導(dǎo)教師要充分發(fā)揮學(xué)生的主動性和創(chuàng)造性，要啟發(fā)學(xué)生獨立思考，認(rèn)真主動地查閱文獻資料，注意培養(yǎng)學(xué)生分析問題和解決問題的能力。同時，教師應(yīng)認(rèn)真負責(zé)，注意審閱。課程設(shè)計要分段進行，審閱后才能轉(zhuǎn)入下階段的工作。特別注意方案和結(jié)構(gòu)上的原則性問題，要把集中布置和個別指導(dǎo)結(jié)合起來，集中布置壓迫強調(diào)共性問題，如介紹木工機床課程設(shè)計的目的、要求、內(nèi)容及工作量；運動設(shè)計步驟；進給變速箱展開圖草圖、橫向剖視圖草圖繪制，零件驗算；進給變速箱裝配圖加深，零件工作圖繪制及設(shè)計計算說明書編寫，以及布置有關(guān)答辯事項等。 2 運動設(shè)計 2.1 選擇傳動方案 應(yīng)根據(jù)機床的使用要求和結(jié)構(gòu)性能綜合考慮，參考同類型機床，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 選擇集中傳動式或者分離傳動式 （2）選擇變速方式 變速方式分為無級和有級變速，本課程設(shè)計要求選用有級變速方式，變速裝置可選用滑移齒輪變速機構(gòu)、交換齒輪變速機構(gòu)或者離合器變速機構(gòu)。也可以把上述方法組合使用，本方案選用滑移齒輪變速機構(gòu)，選擇布局方式如圖2-1 圖2-1 分離傳動式布局 2.2 進給電機的選擇(P29) 根據(jù)工作要求運用木材切削原理有關(guān)知識進行進給電動機型號選擇如下： 進給速度v=7~32m/min 進料滾筒直徑d= 90mm 變速范圍 該結(jié)構(gòu)為六級變速，故Z=6 公比， 取標(biāo)準(zhǔn)值 查表2-2知各級轉(zhuǎn)速如下： ,,,,, 動力設(shè)計： 進給功率 (1)被加工材料為軟木（以松木為例） 式中 其中 當(dāng)切削厚度e<0.1mm時為薄切削，e0.1mm時為厚切削 由最大切削厚度為5mm知薄切削與厚切削均要滿足。 厚切削時， 摩擦系數(shù)0,25~0.3 選0.3 摩擦角θ=15°~17° 取 為不同含水率條件下的修正系數(shù)，故查表1-3【2】取1.05 修正系數(shù)，切削刃的變鈍程度用工作時數(shù)T 表示 由表1-1選 由刀軸轉(zhuǎn)速6000r/min，刀軸直徑128mm知切削速度 由表1-2選得切削松木 =0.020 =0.007 =0.55 =0.0022δ =0.074 =0.020 =1.9 =0.42 由刨削厚度知 齒距，由 故每齒進給量 刨削寬度b取600mm（原始數(shù)據(jù)） 薄切削時由最大刨削厚度0.1知 可得 可知，薄切削遠小于厚切削時的切削力，可不予考慮 又有 其中 (1) 被加工材料為硬木（以櫟木為例） 取3mm， u取15m/min 取0.70 由軟木，硬木知選擇電動機時選用軟木的切削力 =1185.45 =0.63224 采用Y系列三相異步電動機Y100L-6 電機參數(shù)：同步轉(zhuǎn)速n=940r/min,額定功率。 2.3 傳動原理 最小轉(zhuǎn)速: 最大轉(zhuǎn)速： 變速范圍： 公 比： 取=1.41 選取轉(zhuǎn)速：22.4，31.5，45，63，90，125. 結(jié)構(gòu)式：6=31×23， 6=21×32， 6=23×31， 6=32×21 由降速“前慢后快”，級數(shù)排列“前多后少”，轉(zhuǎn)速分布“前密后疏”，轉(zhuǎn)速變換“升早降晚”， 選擇：結(jié)構(gòu)式為：6=31×23 結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖依次分別如下：【1】 圖2-2 結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖 圖2-3 轉(zhuǎn)速圖 確定齒輪齒數(shù) 根據(jù)轉(zhuǎn)速分布圖進行計算各傳動副齒輪的齒數(shù) A組傳動副齒輪齒數(shù)的選擇，查表3-1得 表1 A組傳動副齒輪齒數(shù)的選擇 傳動比 小齒數(shù) 大齒數(shù) 72 36 36 72 30 42 72 24 48 B組傳動副齒輪齒數(shù)的選擇，查表3-1【1】得 表2 B組傳動副齒輪齒數(shù)的選擇 傳動比 小齒數(shù) 大齒數(shù) 68 34 34 68 18 50 傳動原理圖如下 圖2-4 傳動原理圖 3 傳動件的選擇及計算 3.1 V帶的設(shè)計 普通V帶傳動計算 （1） 功率的確定與帶型的選擇 查表2-10 =1.2 =*p=1.8kw 根據(jù)=1.8kw,=940r/min 確定為A型帶 （2） 選取基準(zhǔn)直徑及實際傳動比 由表2-4【4】取=125 mm , 理論傳動比i==1.988 =1.988×125=248.5mm 取=250mm 實際傳動比 理論傳動比 =1.988 傳動比相對誤差 = 0.6%<5% ,故允許。 （3） 驗算帶速 在5~25 m/s范圍內(nèi)，帶速符合。 （4） 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度： 初選中心距 即 262.5 ≤ a0 ≤750 取=500mm 將相關(guān)數(shù)據(jù)代入得1596.56mm 由表2-2【4】知：取1600mm 由式2.24【4】得實際中心距 小于700mm,中心距滿足要求。 中心距調(diào)整范圍 驗算小帶輪包角，由式（2.2）得 ×57.3°=165.72°> 120°包角合格 （5）確定帶的根數(shù)Z 查表2-5【4】查知1.37kw 由表2-7【4】查知0.11kw 由表2-9【4】查知0.98 由表2-2【4】查知=0.99 取Z=2根 （10）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 由表2-3【4】得 帶輪寬度B=(z-1)e+2f=(6-1)×15+2×10=95mm 其他結(jié)構(gòu)尺寸的確定參見機械零件設(shè)計手冊。 3.2 傳動軸計算 直齒輪傳動效率為0.99，軸承傳動效率為0.97，V帶傳動效率為0.96 (1) 各軸的傳遞功率, 據(jù)轉(zhuǎn)矩公式計算各軸功率 1軸：P2=Pη1=1.5×0.96 =1.44 kW 2軸：P3=P2η2η3=1.44×0.99×0.97=1.38 kW 3軸：P4=P3η2η3=1.38×0.99×0.97=1.33 kW P5=P4η2η3=1.33×0.99×0.97=1.227kW (2) 初估軸徑 軸的材料均采用45，鋼調(diào)質(zhì)處理， 由表6.1【4】查得 ，查6-3【4】知C=110，由公式 確定。 一般情況下，開一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大5%；花鍵軸可將估算的d值減少7%作為其小徑。 由已知數(shù)據(jù)，求得各軸軸徑并適當(dāng)整去分別為： ， 由于所求d應(yīng)該為受扭部分的最細處，即裝帶輪處的軸徑該有一個鍵槽，故軸徑應(yīng)該增大5%。則： 則最小 ， 由于花鍵軸減少7%則 則最小 ， 由于所求d應(yīng)該為受扭部分的最細處，即裝帶輪處的軸徑該有一個鍵槽，故軸徑應(yīng)該增大5%。則 則最小 2軸即花鍵軸的選用規(guī)格為中系列6 x 23mm x 28mm x 6mm 3軸即花鍵軸的選用規(guī)格為中系列8 x 36mm x 40mm x 7mm 3.3 齒輪模數(shù)的確定 公式與 （1）傳動組a ,，，取K=1.1 齒輪45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度250HBS， 查表4.19-3【4】得，， 查表4.21-3【4】，， 則 綜上計算取 （2） 傳動組b類同傳動組a： （3） r/min 綜上計算取 4 3.4 滑移齒輪的尺寸 （1） 三聯(lián)齒輪：【8】 總長，其中 齒輪寬度 ，又該三聯(lián)滑移齒輪為從動齒輪，取。 插齒刀退刀槽寬度 (m=2.5~4) 換位用撥叉槽的寬度 取 撥叉槽邊到齒輪端面的距離 撥叉槽深度 輪轂直徑 mm 取 得 L=82mm （2） 雙聯(lián)齒輪：【8】 總長度 ,其中 齒輪寬度 ， 插齒刀退刀槽寬度(m=2.5~4) 換位用撥叉槽的寬度 取 撥叉槽邊到齒輪端面的距離 撥叉槽深度 輪轂直徑 取 得 L=82mm 3.5 齒輪的校核 （校核高速級齒數(shù)為24的一對） （1）齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度250HBS 公式 確定公式中各參數(shù) 查圖4.14得 查表4-6得 查表4-4【4】，由于工作平穩(wěn)，取 查圖4.9【4】，取 齒輪精度7級 v=2.316 m/s 齒輪非對稱布置，取 查圖4.12【4】 齒面接觸疲勞強度校核 、 初步計算小齒輪直徑 查表4-8，取 查表4-7齒寬系數(shù) (對稱布置0.8~1.4) 取 則齒寬 由式（4.9）得 因工作機中有中等沖擊，查表4-4得 設(shè)計齒輪精度為7級， 查表4.9取 齒輪對稱布置 查表4.12取 查表4-5 取 又u=2 代入公式 又因為 故齒面接觸疲勞強度足夠 校核輪齒彎曲疲勞強度 公式 由上述已知，K=1.86 T=16521.5 查表4.18得 由 故輪齒彎曲疲勞強度足夠。 （2）靜強度校核 傳動平穩(wěn)，無嚴(yán)重過載，故不需要靜強度校核。. 3.6 軸承的選擇 1軸：滾動軸承 6204 GB/T 276-1994 2軸：滾動軸承 6205 GB/T276-1994 3軸：滾動軸承 6207 GB/T276-1994 3.7 軸的校核 軸2受力復(fù)雜，故對軸2進行校核 1軸對2軸的作用力，取齒數(shù)為24:48的傳動副傳遞的力。 小齒輪傳遞的扭矩 圓周力 徑向力 3軸 對2軸的作用力，取18:50傳動副傳遞的力。 小齒輪傳遞的扭矩 圓周力 徑向力 設(shè)定1軸順時針，則2軸逆時針，3軸順時針。 圖3-1受力分析 計算其上支反力 水平面內(nèi) 即 解得 即 解得 垂直平面內(nèi) 即 解得 即 解得 合成彎矩圖 水平面內(nèi) 圖3-2水平面內(nèi)分析 垂直面內(nèi) 圖3-3垂直面內(nèi)分析 合成彎矩圖 圖3-4彎矩圖 圖3-6當(dāng)量彎矩圖 因齒輪單向回轉(zhuǎn)，視扭矩為脈動循環(huán) 最大危險處為C點處，其當(dāng)量彎矩 彎曲應(yīng)力 由表6-4【4】查得，對于45號鋼 故軸的強度足夠 3.8 軸承壽命的計算 在變速系統(tǒng)中，2軸的最高轉(zhuǎn)速為500r/min，轉(zhuǎn)速最高承受的徑向力較大。所以對軸2軸承進行校核 A點受力 , D點受力 A點徑向載荷 B點徑向載荷 B點徑向載荷 A點徑向載荷,故按B點處軸承計算軸承壽命。 由于工作溫度低于120°，由表7-7【4】查得 由此可求得 3.9 鏈輪的設(shè)計 （1） 確定計算功率 查表3-6【4】取工況系數(shù), 可得 得 p=1.315kw （2） 選擇鏈輪齒數(shù) 1） 根據(jù)傳動比i = 3,查表3-6得，取 2） 大鏈輪齒數(shù) ,?。ㄅ紨?shù)） 3） 實際傳動比 4） 驗算傳動比 =4%<5% 合格 （3） 初定中心距 （4） 確定鏈節(jié)數(shù) 取偶數(shù)Lp=130 （5） 計算額定功率 1） 采用單排鏈，查3-4 表 2） 小鏈輪齒數(shù)系數(shù) (查表3-5【4】) 3） 鏈長系數(shù) (按圖3.13【4】曲線1查找) 4） 計算額定功率 （6） 確定鏈條節(jié)距 由和，查圖3.12【4】，選單排08A滾子鏈， 油表3-1【4】查得，鏈節(jié)距p=12.7mm。 （7） 驗算鏈速 合格 （8） 計算實際中心距 （9） 確定鏈條長度 （10） 結(jié)構(gòu)設(shè)計 小鏈輪直徑 3.10 鍵的選擇 均選普通平鍵A型鍵 表3-1 鍵的選擇 鍵的位置 型號尺寸 帶輪小輪 6×5×19 齒數(shù)30齒輪 8×8×18 齒數(shù)24齒輪 8×8×18 齒數(shù)36齒輪 8×8×18 齒數(shù)18齒輪 10×8×28 齒數(shù)34齒輪 10×8×28 鏈輪小輪 8×10×36 3.11 螺栓及其相關(guān)件的選擇 附件尺寸均參考對應(yīng)螺釘或螺栓【5】 表3-1 螺栓的選擇 螺釘位置 型號尺寸 數(shù)量（個） 帶輪螺母 20M15 1 軸承端蓋螺釘 35M6 12 箱蓋鏈接螺栓 40M8 4 鏈輪螺母 25M30 1 窺孔蓋螺釘 16M8 8 4 操縱機構(gòu)方案設(shè)計 選擇單獨操縱機構(gòu)，擺動式操縱機構(gòu)原理圖如圖【8】 圖4-1擺動式操縱原理圖 設(shè)計步驟 （1） 三聯(lián)滑移齒輪操縱機構(gòu)設(shè)計： L=96mm 考慮結(jié)構(gòu)形狀，取H=100mm 則得 滑塊長度取L=30mm R=H+e=100+5.76=105.76mm 得 所以滿足條件 （2） 雙聯(lián)滑移齒輪操縱機構(gòu)設(shè)計 L=82 考慮結(jié)構(gòu)形狀，取H=90mm 則得 滑塊高度取h=20mm R=H+e=90+4.76=94.76mm 可得 所以滿足條件。 5 變速箱的潤滑與密封 （1）潤滑 潤滑對機械設(shè)備的正常運轉(zhuǎn)起著重要的作用，其作用為：控制摩擦、減少磨損、降低溫度、防止腐蝕、保護金屬表面、密封作用、減震防噪等。 1軸承潤滑 該裝置軸承轉(zhuǎn)速較低，采用脂潤滑，滾動軸承轉(zhuǎn)速n與其內(nèi)徑d乘積dn是選用脂潤滑的重要依據(jù)， 具體計算如下： 由于，所以該裝置采用脂潤滑。 據(jù)此選用鈉基脂或者鈣－鈉基脂。 2齒輪潤滑 據(jù)齒輪圓周速度 查表10-5 采用浸油潤滑。 3鏈輪潤滑 根據(jù)鏈輪速度和小齒輪齒數(shù)，用油刷或油壺定期潤滑。 （2）密封 為防止液體、氣體工作介質(zhì)或潤滑劑泄漏，防止灰塵、水分進入潤滑部位必須設(shè)有密封裝置。密封不僅能大量節(jié)約潤滑劑，保證機器正常工作，提高機器壽命，而且改善工作環(huán)境，對工人健康有利。 箱體上下接合面處采用密封膠，密封效果好，其他結(jié)合面處可加墊片以消除間隙起到密封作用。軸承蓋處密封采用氈圈密封。 6 課程設(shè)計感想 在x老師的耐心的、細致的指導(dǎo)下，我完成了課程設(shè)計的全部內(nèi)容。通過本次三周的課程設(shè)計，我們提高了自己的綜合分析能力，明白了許多設(shè)計問題并獲得了一些實踐經(jīng)驗。 在設(shè)計過程中，我進行了部分零部件的設(shè)計計算，查閱了相關(guān)專業(yè)書籍和設(shè)計手冊。將近三周的設(shè)計計算過程，使我們的設(shè)計水平和能力有了很大提高。同時，CAD和手繪作圖能力也在此次的課程設(shè)計中得到鍛煉。 本次課程設(shè)計是一次實踐教學(xué)環(huán)節(jié)。通過對MB106A木工機床無級變速裝置的改進設(shè)計，使我們受到了方案比較，結(jié)構(gòu)分析，零件設(shè)計與計算，CAD輔助機械制圖，技術(shù)條件編寫及技術(shù)資料查找等方面的綜合訓(xùn)練，培養(yǎng)了木工機床變速裝置的設(shè)計能力。 再次感謝x老師的悉心指導(dǎo)！ 千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印?！敖Y(jié)論”以前的所有正文內(nèi)容都要編寫在此行之前。 參考文獻 參考文獻 [1] 花軍.現(xiàn)代木工機床設(shè)計.哈爾濱:東北林業(yè)大學(xué)出版社.2004.10 [2] 花軍.現(xiàn)代木工機床結(jié)構(gòu).哈爾濱:東北林業(yè)大學(xué)出版社.2006.6??? ??? 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The low profile of the gear, due to the low rotational speed, torque, and gear of the relatively large bending stress, so need to choose a larger module in order to ensure its strength. And high-speed file gear, due to the high-speed, torque small gear bending stress is relatively small, so to ensure that the bending strength of gear under the premise of the general selection of the smaller module, so that gear teeth can be increased in order to obtain larger degree of overlap, so as to achieve the purpose of reducing noise. In a modern gearbox design, the file selection module gear is different. For example, a transmission gear of a file to the five-gear gear module are: 3.5; 3; 2.75; 2.5; 2; to change over the past modulus or modulus of the same can not be the situation of Latin America. 2, a reasonable selection of pressure angle: When a gear module and set the number of teeth, the gear diameter is determined, and the gear tooth involute base circle depends on the size, the size of the base circle and under pressure angle. For the same pitch circle of gear, if its pitch circle a different pressure angle, base circle is different. When the greater the pressure angle, the base circle diameter of the smaller, more curved involute, tooth root of the tooth will thicken, increase the tooth surface radius of curvature, which can increase the tooth bending strength and contact strength. When reducing the pressure angle, the base will become larger diameter, involute tooth profile will change some of the straight, thinning of the tooth root, tooth smaller radius of curvature, making the tooth bending strength and contact intensity will decrease, but decrease with the pressure angle, to increase the contact ratio gears, reducing the stiffness of the tooth, and can reduce the entry and exit load at the time of engagement, all of which are beneficial to reduce noise. There-fore, low profile gear, often larger pressure angle in order to meet the strength requirements; and regular use of high-speed file smaller gear pressure angle in order to meet the requirements of its lower noise. For example: a gear module 3, the number of teeth of 30, when the pressure angle of 17.5 degrees for the circular tooth thickness of the base to 5.341; when the pressure angle of 25 degrees, the tooth thickness of the base circle to 6.716; its base circle to increase the tooth thickness 25%, so increase the pressure angle to increase their flexural strength. 3, A reasonable selection of Helix Angle: Compared with the straight gear, helical gear drive with a smooth, coincidence degree, the impact is small and the advantages of small noise. As a result of the present with synchronous transmission, and transmission will no longer be a direct mobile gear meshing with another gear, but with all the gears are meshing, so that'll bring convenience to the use of helical gear, so to bring the gearbox synchronizer Most of the use of helical gear. Helical gear as a result of the characteristics of the entire tooth width decision not to enter the mesh at the same time all but one end of first gear into the mesh, with the drive gear along the tooth width direction mesh gradually until all the teeth have wide access to mesh, so the actual meshing helical gear spur the region than the large. When the tooth when a certain width, the contact ratio of helical gear with helix angle increases. Carrying capacity is also stronger, have better stability. In theory, the better helix angle, but the helix angle increases, the axial force will also increase, so that reduces the transmission efficiency. In the modern design of the gearbox, in order to ensure smooth gear drive, low noise and less impact, all . Files for°gear should choose a larger helix angle, generally about 30 high-speed gear as a result of the higher speed, for a smooth, low impact, low noise, so the use of small modulus, large helical angle; and low-profile gear module using the larger, smaller helix angle. 4, The perspective of a reasonable modification is selected: With good conditions for the lubrication of the hardened gear is generally believed that the main danger is in the cycle under alternating stress, the fatigue crack Dedendum gradual expansion of the tooth root fracture caused by the failure. Failure in the gear transmission is a part of this. In order to avoid a broken tooth, should be to maximize the tooth root bending strength, and the use is changed, and can achieve this objective. Under normal circumstances, the greater the coefficient, the smaller values tooth, tooth bending stress on the smaller, the higher the bending strength of teeth. In the hardened gear, the tooth surface pitting failure is one of the reasons off. Increased engagement angle, can reduce the inter-tooth contact stress and maximum slip rates, can greatly increase the ability of anti-pitting. And increased engagement angle, it must have a gear shift is introduced, thereby enhancing contact strength of tooth surface can improve the flexural strength of tooth roots, so as to enhance the effect of the carrying capacity of gears. However, for helical gear drive, variable coefficient is too large, and will total tooth length of the contact line, but to reduce its carrying capacity. At the same time, the greater the coefficient, as a result of tooth to tip increases, the thickness of the tip will be smaller, which will affect the strength of the top teeth. Therefore, in the design of a modern gearbox, the majority of all reasonable use of gear shift is the angle in order to maximize its advantages. Mainly in the following design criteria: low profile for the gear pair, the driving gear of the coefficient should be larger than the passive gear shift coefficient, and pair of high-speed profile, the driving gear of the coefficient should be less than passive coefficient gear. gear with the modification coefficient increased gradually stalls xiajiang. This is because low-grade zones as a result of low rotational speed, torque, and gear for high intensity, so the need to use more of the modification coefficient da. The total of the gear profile shift coefficient is positive (of the anglel shift as amended), and increased with the stalls and gradually decreased. The smaller the total coefficient, a pair of pair of tooth root of the thickness of the total will be thin, tooth root becomes weak, the lower the bending strength, but decreased as a result of the stiffness of the tooth, easy to absorb shock and vibration, so can reduce the noise. And tooth contact ratio will increase, which bear a single tooth at the time of maximum load Dedendum recent focus distance, the reduced bending moment, which is equivalent to increase the strength of the tooth root, which as a result of thinning and weakened tooth root strength offset factor. Therefore, the greater the overall coefficient, the higher the strength of the tooth root, but the noise may increase. Thus high-speed gear to choose a smaller file of the total coefficient, and low-profile gear must be chosen larger coefficient 5, to improve tip high coefficient: Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coincidence degree by the end of the formula, we can see that when the number of teeth and meshing certain angle, the tooth tip is affected by tooth pressure angle coefficient of the top high impact factor the greater the high-tip, round tip the greater the pressure angle, contact ratio is The greater and ore stable drive. However, the high coefficient the greater the tip, the thickness of the top teth will become thin, thus affecting the strength tip. At the same time, at least not from the tooth root formula, the high coefficient the greater the tip, at least not the root will increase the number of gear, otherwise, they would have a root cutting. As a result, guarantees of non-root tip-cut and sufficient strength, increased tooth top high coefficient of coincidence degree for the increase is significant. Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coincidence degree by the end of the formula, we can see that when the number of teeth and meshing certain angle, the tooth tip is affected by tooth pressure angle coefficient of the top high impact factor the greater the high-tip, round tip the greater the pressure angle, contact ratio is The greater and more stable drive. However, the high coefficient the greater the tip, the thickness of the top teeth will become thin, thus affecting the strength tip. At the same time, at least not from the tooth root formula, the high coefficient the greater the tip, at least not the root will increase the number of gear, otherwise, they would have a root cutting. As a result, guarantees of non-root tip-cut and sufficient strength, increased tooth top high coeff-icient of coincidence degree for the increase is significant. The above is from the module, pressure angle, helix angle, coefficient and a high coefficient of this addendum to an independent analysis of the five aspects of gear design trends. In fact between the various para-meters are inter-related, involved with each other, the choice of transmission parameters, it is necessary to take into account their strengths and weaknesses, but also consider the relationship between them, so in order to maximize their strengths and avoid weaknesses to improve transmission performance. 變速箱各檔齒輪基本參數(shù)的選擇 1、合理選用模數(shù) 模數(shù)是齒輪的一個重要基本參數(shù)，模數(shù)越大，齒厚也就越大，齒輪的彎曲強度也越大，它的承載能力也就越大。反之模數(shù)越小，齒厚就會變薄，齒輪的彎曲強度也就越小。對于低速檔的齒輪，由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪的彎曲應(yīng)力比較大，所以需選用較大的模數(shù)，以保證其強度要求。而高速檔齒輪，由于轉(zhuǎn)速高、扭矩小，齒輪的彎曲應(yīng)力比較小，所以在保證齒輪彎曲強度的前提下，一般選用較小的模數(shù)，這樣就可以增加齒輪的齒數(shù)，以得到較大的重合度，從而達到降低噪聲的目的。 在現(xiàn)代變速箱設(shè)計中，各檔齒輪模數(shù)的選擇是不同的。例如，某變速箱一檔齒輪到五檔齒輪的模數(shù)分別是：3.5；3；2.75；2.5；2；從而改變了過去模數(shù)相同或模數(shù)拉不開的狀況。 2、合理選用壓力角 當(dāng)一個齒輪的模數(shù)和齒數(shù)確定了，齒輪的分度圓直徑也就確定了，而齒輪的漸開線齒形取決于基圓的大小，基圓大小又受到壓力角的影響。對于同一分度圓的齒輪而言，若其分度圓壓力角不同，基圓也就不同。當(dāng)壓力角越大時，基圓直徑就越小，漸開線就越彎曲，輪齒的齒根就會變厚，齒面曲率半徑增大，從而可以提高輪齒的彎曲強度和接觸強度。當(dāng)減小壓力角時，基圓直徑就會變大，齒形漸開線就會變的平直一些，齒根變薄，齒面的曲率半徑變小，從而使得輪齒的彎曲強度和接觸強度均會下降，但是隨著壓力角的減小，可增加齒輪的重合度，減小輪齒的剛度，并且可以減小進入和退出嚙合時的動載荷，所有這些都有利于降低噪聲。因此，對于低速檔齒輪，常采用較大的壓力角，以滿足其強度要求；而高速檔齒輪常采用較小的壓力角，以滿足其降低噪聲的要求。 例如：某一齒輪模數(shù)為3，齒數(shù)為30，當(dāng)壓力角為17.5度時基圓齒厚為5.341；當(dāng)壓力角為25度時，基圓齒厚為6.716；其基圓齒厚增加了25%左右，所以增大壓力角可以增加其彎曲強度。 3、合理選用螺旋角 與直齒輪相比，斜齒輪具有傳動平穩(wěn)，重合度大，沖擊小和噪聲小等優(yōu)點?，F(xiàn)在的變速箱由于帶同步器，換檔時不再直接移動一個齒輪與另一個齒輪嚙合，而是所有的齒輪都相嚙合，這樣就給使用斜齒輪帶來方便，因此帶同步器的變速箱大多都使用斜齒輪。 由于斜齒輪的特點，決定了整個齒寬不是同時全部進入嚙合的，而是先由輪齒的一端進入嚙合，隨著輪齒的傳動，沿齒寬方向逐漸進入嚙合，直到全部齒寬都進入嚙合，所以斜齒輪的實際嚙合區(qū)域比直齒輪的大。當(dāng)齒寬一定時，斜齒輪的重合度隨螺旋角增加而增加。承載能力也就越強，平穩(wěn)性也就越好。從理論上講，螺旋角越大越好，但螺旋角增大，會使軸向分力也增大，從而使得傳遞效率降低了。 在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，為了保證齒輪傳動的平穩(wěn)性、低噪聲和少沖擊，所有齒輪都要選擇較大的螺旋角，一般都在30°左右。對于高速檔齒輪由于轉(zhuǎn)速較高，要求平穩(wěn)，少沖擊，低噪聲，因此采用小模數(shù)，大螺旋角；而低速檔齒輪則用較大模數(shù)，較小螺旋角。 4、合理選用正角度變位 對于具有良好潤滑條件的硬齒面齒輪傳動，一般認(rèn)為其主要危險是在循環(huán)交變應(yīng)力作用下，齒根的疲勞裂紋逐漸擴張造成齒根斷裂而失效。變速箱中齒輪失效正是屬于這一種。為了避免輪齒折斷，應(yīng)盡量提高齒根彎曲強度，而運用正變位，則可達到這個目的。一般情況下，變位系數(shù)越大，齒形系數(shù)值就越小，輪齒上彎曲應(yīng)力越小，輪齒彎曲強度就越高。 在硬齒面的齒輪傳動中，齒面點蝕剝落也是失效原因之一。增大嚙合角，可降低齒面間的接觸應(yīng)力和最大滑動率，能大大提高抗點蝕能力。而增大嚙合角，則必須對一副齒輪都實行正變位，這樣既可提高齒面的接觸強度，又可提高齒根的彎曲強度，從而達到提高齒輪的承載能力效果。但是，對于斜齒輪傳動，變位系數(shù)過大，又會使輪齒總的接觸線長度縮短，反而降低其承載能力。同時，變位系數(shù)越大，由于齒頂圓要隨之增大，其齒頂厚度將會變小，這會影響齒頂?shù)膹姸取? 因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，大多數(shù)齒輪均合理采用正角度變位，以最大限度發(fā)揮其優(yōu)點。主要有以下幾個設(shè)計準(zhǔn)則： l 對于低速檔齒輪副來說，主動齒輪的變位系數(shù)應(yīng)大于被動齒輪的變位系數(shù)，而對高速檔齒輪副，其主動齒輪的變位系數(shù)應(yīng)小于被動齒輪的變位系數(shù)。 l 主動齒輪的變位系數(shù)隨檔位的升高而逐漸下降。這是因為低檔區(qū)由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪強度要求高，因此需采用較da的變位系數(shù)。 l 各檔齒輪的總變位系數(shù)都是正的（屬于角變位修正），而且隨著檔位的升高而逐漸減小?？傋兾幌禂?shù)越小，一對齒輪副的齒根總的厚度就越薄，齒根就越弱，其抗彎強度就越 低，但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動，故可降低噪聲。而且齒形重合度會增加，這使得單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近，使得彎曲力矩減小，相當(dāng)于提高了齒根強度，這對由于齒根減薄而消弱強度的因素有所抵消。所以總變位系數(shù)越大，則齒根強度越高，但噪聲則有可能增大。因此高速檔齒輪要選擇較小的總變位系數(shù)，而低速檔齒輪則必須選用較大的總變位系數(shù)。 5、提高齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)在傳動質(zhì)量指標(biāo)中，影響著重合度，在斜齒輪中主要影響端面重合度。由端面重合度的公式可知，當(dāng)齒數(shù)和嚙合角一定時，齒頂圓壓力角是受齒頂高系數(shù)影響的，齒頂高系數(shù)越大，齒頂圓壓力角也越大，重合度也就越大，傳動也就越平穩(wěn)。但是，齒頂高系數(shù)越大，齒頂厚度就會越薄，從而影響齒頂強度。同時，從最少不根切齒數(shù)公式來看，齒頂高系數(shù)越大，最少不根切齒數(shù)就會增加，否則的話，就會產(chǎn)生根切。因此，在保證不根切和齒頂強度足夠的情況下，增大齒頂高系數(shù)，對于增加重合度是有意義的。 因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，各檔齒輪的齒頂高系數(shù)都選擇較大的值，一般都大于1.0，稱為細高齒，這對降低噪聲，增加傳動平穩(wěn)性都有明顯的效果。對于低速檔齒輪，為了保證其具有足夠的齒根彎曲強度，一般選用較小的齒頂高系數(shù)；而高速檔齒輪，為了保證其傳動的平穩(wěn)性和低噪聲，一般選用較大的齒頂高系數(shù)。 以上是從模數(shù)、壓力角、螺旋角、變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)這五個方面去獨立分析齒輪設(shè)計趨勢。實際上各個參數(shù)之間是互相影響、互相牽連的，在選擇變速箱的參數(shù)時，既要考慮它們的優(yōu)缺點，又要考慮它們之間的相互關(guān)系，從而以最大限度發(fā)揮其長處，避免短處，改善變速箱的使用性能。