12级变速机床传动系统设计

毕业设计(论文)

18级变速机床传动系统设计

系 别 ： 机械与电子工程系 专业（班级）： 11机制（升本） 作者（学号）： 张正初（51101090004） 指导教师： 王月英（副教授） 完成日期： 2013年05月20日

蚌埠学院教务处制

目 录

摘 要: ............................................................... 1 Abstract: ............................................................... 2

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1 设计要求 .............................................................. 3 2 设计目的 .............................................................. 3 3 设计步骤 .............................................................. 3 3.1 运动设计 .............................................................. 3 3.1.1 已知条件 ............................................................ 3 3.1.2 结构分析式 .......................................................... 3 3.1.3 绘制转速图 .......................................................... 4 3.1.4 绘制传动系统图 ...................................................... 7 3.2 动力设计 .............................................................. 8 3.3 带传动设计 ............................................................ 9 3.4 齿轮传动设计 ......................................................... 12 3.4.1 第一变速组齿轮的结构尺寸 ........................................... 12 3.4.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计 ....................................... 15 3.4.3 第三变速组齿轮结构尺寸的设计 ....................................... 18 3.5 轴的设计 ............................................................. 21 3.5.1 Ⅰ轴的设计计算 ..................................................... 21 3.5.2 Ⅱ轴结构设计 ....................................................... 23 3.5.3 Ⅲ轴结构设计 ....................................................... 25 3.6 主轴结构设计 ......................................................... 27 3.7 轴承的校核 ........................................................... 29 3.7.1 Ⅰ轴上的轴承校核 ................................................... 29 3.7.2 Ⅱ轴上的轴承校核 ................................................... 29 3.7.3 III轴上的轴承校核 ................................................. 30 3.7.4 主轴上的轴承校核 ................................................... 31 3.8.1 Ⅰ轴上的键的选用和强度校核 ......................................... 31 3.8.2 II轴上的键的选用和强度校核 ........................................ 32 3.8.3 Ⅲ轴上的键的选用和强度校核 ......................................... 32 3.8.4 主轴上的键的选用和强度校核 ......................................... 32 3.9 轴承端盖的设计 ....................................................... 33 4 箱体的结构设计 ....................................................... 35 4.1 箱体材料 ............................................................. 35

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4.2 箱体结构 ............................................................. 35 5 润滑与密封 ........................................................... 37 5.1 润滑设计 ............................................................. 37 5.2 润滑油的选择 ......................................................... 37 6 总 结 ............................................................. 38 7 致 谢 ............................................................. 39 8 参 考 文 献 .......................................................... 40

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18级变速机床传动系统设计

摘 要: 传动系统是指将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行末端件的中间

装置。组成传动联系的一系列传动件称为传动链，所有传动链及它们之间的相互联系组成传动系统。而机床传动系统的现状及发展趋势由整体机床表现出来，我国现今企业机械加工机床大多数还是以普通车床为主，但数控机床占有率逐年上升，且在大中企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也使用。但除少量机床以FMS 模式集成使用外，大都处于单机运行状态，并且相当部分处于使用效率不高，管理方式落后的状态。而世界上许多国家机床的发展正向着：高速、精密、复合、智能和绿色是数控机床技术发展的总趋势。本课题是以车床传动系统为研究目标，从其主传动系统结构入手，对其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动件的计算分析的几个方面进行研究。为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越，生产加工更加精密。

关键词: 传动链；传动系统；数控机床；FMS。

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图3-2 转速图

<3> 确定各变速组传动副齿数 根据参考文献[7]表2-8查得 ① 传动组a:

ai1?1/?2?1/2，ai2?1/??1/1.41，ai3?1/1

ai1?1/?2?1/2时：Sz???57、60、63、66、69、72、75、78?? ai2?1/??1/1.41时：Sz???58、60、63、65、67、68、70、72、73、

77??

ai3?1/1时：Sz???58、60、62、64、66、68、70、72、74、76??

可取Sz?72,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：24、30、36。 于是ia1?24/48，ia2?30/42，ia3?36/36 可得轴Ⅱ上的三联滑移齿轮数分别为：48、42、36。 ① 动组b:

bi1?1/?3?1/2.8，bi2?1/1

bi1?1/?3?1/2.8时：Sz???69、72、73、76、77、80、81、84、87?? bi2?1/1时：Sz???70、72、74、76、78、80、82、84、86??

可取 Sz?84，于是可得轴Ⅱ上双联滑移齿轮的齿数分别为：22、42。

于是 bi1?22/62，bi2?42/42，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：62、42。 ② 传动组c:

ci1?1/4,ic2?2

ci1?1/4时：Sz???84、85、89、90、94、95?? ic2?2时： Sz???72、75、78、81、84、87、89、90??

可取 Sz?90.ci1?1/4为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为18；ic2?2为升速传动，取轴Ⅳ齿轮齿数为30。于是得ci1?18/72,ic2?60/30得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为72，30。

3.1.4 绘制传动系统图

根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图（图3-3）：

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图3-3 传动系统简图+

3.2 动力设计

[1]确定主轴计算转速

由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即

nV??90r/min

[2]各传动轴的计算转速：

轴Ⅲ可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴Ⅲ的计算转速为125r/min；轴Ⅱ的计算转速为355r/min；轴Ⅰ的计算转速为710r/min。

[3]各齿轮的计算转速

传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。

[4]核算主轴转速误差

n实?1440??126/?256?36/36?42/42?60/30?1417.5r/min

n标?1400r/min

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(n实?n标)n标?100%?(1417.5?1400)?100%?1.25%?5%

1400 所以合适。 [5]各轴的功率

p??Pd?1?2?3.80kW

p???Pd?1?2?3?3.65kW 22 p????Pd?1?3??3.51kW 23 pV??Pd?1?4?3?3.37kW 23[6]计算各轴的输入转矩

Td?9550?Pd4?9550??26.53(N?m) nm1440T??9550?Pd?1?24?0.96?0.99?9550??51.13(N?m) nm710T???9550?Pd?1?2?32nm4?0.96?0.992?0.97?9550??98.21(N?m)

3554?0.96?0.993?0.972?9550??267.84(N?m)

125T????9550?2Pd?1?3?23nm3Pd?1?4?23TV??9550?nm4?0.96?0.994?0.973?9550??357.23(N?m)

903.3 带传动设计

电动机转速n=1440r/min,传递功率P=3.68kW,传动比i?2.03，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。 [1]确定计算功率

取KA?1.1，则Pca?KAP?1.1?3.68?4.048KW [2]选取V带型

根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。 [3]确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径d1?125mm

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所以有大带轮直径d2?125?i?125?2.03?256mm

查A型V带轮的基准直径系列表应选大带轮的直径为250mm（传动比误差在允许范围内） 验算带速成v??d1n1

60?1000 其中： n1-小带轮转速，r/min； d1-小带轮直径，mm； v?3.14?125?1440?9.42m/s?[5,25]，合适。

60?1000[4]确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为a0,则

0．55（d1?d2）?a?2（d1?d2）

于是 208.45?a?758,初取中心距为a0?400mm。 带长:

(d2?d1)2 L0?2a0?(d1?d2)?24a0?3.14(254?125)2?(125?254)??1405mm ?2?400?24?400查表取相近的基准长度Ld，Ld?1400mm。

L?L0?397.5mm 带传动实际中心距a?a0?d2[5]验算小带轮的包角： 一般小带轮的包角不应小于120?。

?1?180??d2?d1?57.3??161.4??120? 合适。 a[6]确定带的根数

Z?pca

(p1??p1)k?kL其中： ?p0-i?1时传递功率的增量； k?-按小轮包角?，查得的包角系数； kL-长度系数；

为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。由文献[1]查表10-7取P1?1.95kW,?P1?0.17kW;从文献[1]中表10-5查取Ka?0.84,表10-2查取

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KL?0.96;则

Z?4.048?3

(1.95?0.17)?0.84?0.96[7]计算带的张紧力F0

F0?500pca2.5?k?()?qv2 vZk?其中： pca-带的传动功率,KW； v-带速,m/s；

q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m

8.252.5?0.9?()?0.17?9.422?194.2N F0?500?9.42?30.95[8]计算作用在轴上的压轴力

?1161.4?FQ?2ZF0sin?2?3?193.7?sin?1522N

22[9]V带轮的结构设计 V带轮的结构如下图所示

图3-4 V带轮结构图

d1?(1.8~2)d?2?22?44mmB?(Z?1)e?2f?(3?1)?15?2?9?48mm111C?(~)B??48?8mm746L?(1.5~2)d?2?22?44mm'

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考虑到对齿轮及传动系统轴的保护，且不论在何种速度时，都能使带轮轴和Ⅰ轴随时接合或分离，动力传动到Ⅰ轴时冲击、振动较小，过载时可以发生打滑，并达到最大转矩可以调节的目的，大带轮轴和Ⅰ轴之间用多盘摩擦离合器连接。多盘摩擦离合器结构图如图3-5所示：

图3-5多盘摩擦离合器结构图

3.4 齿轮传动设计

3.4.1 第一变速组齿轮的结构尺寸

已知：V带效率为?1?0.96,,轴承(对)效率为?2?0.97,传递功率

p??Pd?1?2?3.80kW，主动轮转速V?710,，最大传动比i?u?2，载荷平稳，单向

回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。

解：材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下：小齿轮选用45号钢，调制处理，

HB1?450HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，HB2?410HBS，硬质差40HBS,在

规定的30～50范围内。

选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于6m?s，根据参考文献[1]中的表8-4，初选8级精度。

按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。

?d1??????2) 转矩T1：

??I?u?1? ??du????1) 载荷系数K：查参考文献[1]中表8-5，取K=1.2.

T??9550?Pd?1?24?0.96?0.99?9550??51.13(N?m) nm710- 12 -

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3) 接触疲劳许用应力??H?:

zN??hlim ??H??sH由参考文献[1]的图8-12查得： ?Hlim1?950MPa ，?Hlim2?850MPa。 接触疲劳寿命系数ZN:由公式N=60?n?j?Lh得

、‘】N1?60?710?10?300?8?1.02?109

N11.02?109N2???5.01?108

i2查参考文献[1]的图8-11，得ZN1?1?N1?N0?N0?109? ZN2?1.05

按一般可靠性要求，查参考文献[2]的表8-8，取SH=1.1,则

??H???ZN1??Hlim1SHZN2??Hlim2SH?1?950?863?MPa 1.1?1.05?850?811?MPa? 1.1??H???4) 计算小齿轮分度圆直径d1：

查参考文献[1]中的表8-10，取 ?d?0.3

3d1?76.57取d??60(mm)

KTI?u?1??76.57?du??H??31.2?51130?(2+1)?59.38(mm)

0.3?2?81125) 计算圆周速度v：

V??n1d160?1000?3.14?710?60?2.23(m/s)

60?1000因v?5m?s，故所取的八级精度合适。 ① 确定主要参数，

第一对齿轮(齿数24/48)主要几何尺寸 1) 模数m:

m?d60??2.5(mm) z24- 13 -

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2) 分度圆直径：

d??60(mm)

d2?48?2.5?120(mm) 3) 中心距a:

a?(d1?d2)/2?(60?120)/2?90(mm)

4) 齿根圆直径：

df1?m(Z1?2ha?2c)?2.5?(24?2?1?2?0.25)?53.75(mm)

df2?m(Z2?2ha?2c)?2.5?(48?2?1?2?0.25)?113.75(mm)

5) 齿顶圆直径：

da1?m(Z1?2ha)?2.5?(24?2?1)?65(mm)

da2?m(Z1?2ha)?2.5?(48?2?1)?125(mm)

6) 齿宽B：

b??dd1?0.3?60?18(mm)

经处理后取b2?20mm，则b1?b2?5?25(mm) 第二对齿轮(齿数30/42)的主要几何尺寸 1) 分度圆直径：

d1?m1z1?2.5?30?75(mm)

d2?mz2?2.5?42?105(mm)

2) 齿根圆直径：

df1?m(Z1?2ha?2c)?2.5?(30?2?1?2?0.25)?68.75(mm) df2?m(Z2?2ha?2c)?2.5?(42?2?1?2?0.25)?98.75(mm)

3) 齿顶圆直径：

da1?m(Z1?2ha)?2.5?(30?2?1)?80(mm) da2?m(Z1?2ha)?2.5?(42?2?1)?110(mm) 4) 齿宽b：

b??dd1?0.3?75?22.5(mm)

经处理后取b1?25mm，则b2?b1???20(mm) 第三对齿轮（36/36）的主要几何尺寸 1) 分度圆直径：

d1?m1z1?2.5?36?90(mm)

d2?mz2?2.5?36?90(mm)

2) 齿根圆直径：

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df1?m(Z1?2ha?2c)?2.5?(36?2?1?2?0.25)?83.75(mm)df2?m(Z2?2ha?2c)?2.5?(36?2?1?2?0.25)?83.75(mm)

3) 齿顶圆直径：

da1?m(Z1?2ha)?2.5?(36?2?1)?95(mm)

da2?m(Z1?2ha)?2.5?(36?2?1)?95(mm)

4) 齿宽b：

b??dd1?0.3?90?27(mm)

经处理取b1?b2?30mm ② 按齿根弯曲疲劳强度校核。

由参考文献[1]中的式（8-5）得出?F，若?F???F?则校核合格。 齿形系数YF：由考文献[1]；查表8-6得：

YF1?2.65;YF2?2.35;

应力修正系数Ys：查文献[1]中表8-7得：

YS1?1.59;YS2?1.71;

由文献[1]中图8-8查得:?Flim1?500MPa,?Flim2?450MPa 由文献[1]表8-8查得：SF?1.3 由文献[1]图8-8查得：YN1?YN2?1 所以：

[?F]1?YN1?Flim11?500??384.62(MPa)

SF1.3[?F]1?故

YN2?Flim21?450??346.15(MPa)

SF1.3

?F?2KTYF1Ys12?1.0?51130?2.65?1.59??143.61(MPa)?[?F]1b1md20?2.5?60YF2YF22.35?1.71?143.61?141.60(MPa)?[?F]2YF1YF12.47?1.65?F2??F齿根弯曲疲劳强度校核合格。

3.4.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计

已知：V带效率为?1?0.96,,轴承(对)效率为?2?0.99,传递功率

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p???Pd?1?2?3?3.65kW,主传动轮最低转速v?355r/min,，传动比i?2.84，载荷

2平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。 解：

①小齿轮选用45号钢，调质处理，HB1=450HBS；大齿轮选用45号钢正火处理，

HB2=410HBS，硬质差40HBS，在规定的30～50范围内。

②选择精度等级。估计圆周速度不大于6m/s，根据参考文献[1]中的表8-4，初选8级精度。

③ 齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面解除疲劳强度决 0定。

3 d1?76.57KTII?u?1? ??du??H?1) 载荷系数K：参考文献[1]中的表8-5，取k?1.2。 2) 转矩TII:

T???9550?2Pd?1?2?3nm4?0.96?0.992?0.97?9550??98.21(N?m)

3553) 接触疲劳许用应力 ??H? ：

??H??z????lim SH由参考文献[1]中的图8-12查得：??lim1=950MPa，??lim2=850MPa 接触疲劳寿命系数ZN:由公式N=60?n?j?Lh得

N1?60?355?10?300?8?5.01?108

N11.02?109N2???2.5?108

i2查参考文献[1]的图8-11，得 ZN1?1?N1?N0?N0?109?

ZN2?1.05

按一般可靠性要求，查参考文献[1]的表8-8，取SH=1.1,则 ??H???ZN1??Hlim11?950??863?MPa?

SH1.1ZN2??Hlim2SH?1.05?850?811?MPa?

1.1 ??H???4) 计算小齿轮分度圆直径d1：

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查参考文献[1]中的表8-10，取 ?d?0.3

3d1?76.57取d??66(mm)

KTI?u?1??76.57??du??H?31.2?98210?(2+1)?65.83(mm) 20.3?2.82?8115) 计算圆周速度v：

V??n1d160?1000?3.14?355?60?1.12(m/s)

60?1000因v?5m?s，故所取的八级精度合适。 ④ 确定主要参数，

第一对齿轮(齿数22/62)主要几何尺寸

1)模数m:

m?2)分度圆直径：

d66??3(mm) z22d1?66(mm)

d2?62?3?186(mm)

3) 中心距a:

a?(d1?d2)/2?(66?186)/2?126(mm)

4) 齿根圆直径：

df1?m(Z1?2ha?2c)?3?(22?2?1?2?0.25)?58.5(mm)df2?m(Z2?2ha?2c)?2.5?(62?2?1?2?0.25)?178.5(mm)

5)齿顶圆直径：

da1?m(Z1?2ha)?3?(22?2?1)?71(mm)

da2?m(Z1?2ha)?3?(62?2?1)?192(mm)

6)齿宽b：

b??dd1?0.3?66?19.8(mm)

经处理后取b2?20(mm)，则b1?b2?5?25(mm) 第二对齿轮(齿数42/42)的主要几何尺寸 1) 分度圆直径：

d1?m1z1?3?42?126(mm)

d2?mz2?3?42?126(mm)

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2) 齿根圆直径：

df1?m(Z1?2ha?2c)?3?(42?2?1?2?0.25)?118.5(mm) df2?m(Z2?2ha?2c)?3?(42?2?1?2?0.25)?118.5(mm)

3) 齿顶圆直径：

da1?m(Z1?2ha)?3?(42?2?1)?132(mm) da2?m(Z1?2ha)?3?(62?2?1)?132(mm)

4) 齿宽b：

b??dd1?0.3?126?37.8(mm)

经处理后取b1?b2?40(mm) ⑤ 按齿根弯曲疲劳强度校核。

由参考文献[1]中的式（8-5）得出?F，若?F???F?则校核合格。 齿形系数YF：由文献[1]查表8-6得：

YF1?2.75,YF2?2.30

应力修正系数Ys：查文献[1]中表8-7得：

YS1?1.58;YS2?1.73;

由文献[1]图8-8查得:?Flim1?500MPa,?Flim2?450MPa 由文献[1]表8-8查得：SF?1.3 由文献[1]图8-8查得：YN1?YN2?1 所以：

[?F]1?YN1?Flim11?500??384.62(MPa)

SF1.3YN2?Flim21?450??346.15(MPa)

SF1.3[?F]1?故

?F?2KTYF1Ys12?1.0?98210?2.75?1.58??143.68(MPa)?[?F]1b1md30?3?66YF2YF22.30?1.73?143.68?131.57(MPa)?[?F]2YF1YF12.75?1.58

?F2??F齿根弯曲疲劳强度校核合格。

3.4.3 第三变速组齿轮结构尺寸的设计

已知：V带效率为?1?0.96,,轴承(对)效率为?2?0.99,传递功率

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p????Pd?1?3?2?3.51kW,主传动轮最低转速v?125r/min,，传动比i?4，载

23荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。

解：小齿轮选用45号钢，高频淬火，HB1?55HRC;大齿轮选用45号钢，高频淬火，HB2?52HRC，硬质差30HBS，在规定的30～50的范围内。选择精度等级。估计圆周速度不大于6m?s，根据参考文献[1]中的表8-4，初选八级精度。

3 d1?76.57KTII?u?1? ??du??H?载荷系数K：参考文献[1]中的表8-5，取k?1.2。 转矩TII:

T????9550?Pd?1?3?223nm4?0.96?0.993?0.972?9550??267.84(N?m)125接触疲劳许用应力 ??H? ：

?H?z????lim

SH由参考文献[1]的图8-12查得 ：??lim1=1250MPa， ??lim2=1200MPa 接触疲劳寿命系数ZN:由公式N=60?n?j?Lh得

N1?60?125?10?300?8?1.8?108

N11.08?109N2???4.5?107

i4查参考文献[1]的图8-11，得ZN1?1?N1?N0?N0?109?ZN1?1.14 按一般可靠性要求，查参考文献[1]的表8-8，取ZN2?1.2 按一般可靠性要求，查参考文献[2]表 8-8，取SH?1.2， 则

????????????lim11.14?1250SH?1.2?1188(MPa)

????????????lim21.2?1200??1200(MPa)

SH1.2

计算小齿轮分度圆直径d1：

查参考文献[1]中的表8-10，取 ?d?0.3

- 19 -

程京华：12级变速机床传动系统设计

d??76.573取d??90(mm) 计算圆周速度v：

KT?(u?1)1.2?267840?(4?1)3?76.57?74.74(mm) 22?du[?H]0.3?4?1200V??n1d160?1000?3.14?125?90?0.59(m/s)

60?1000因v?5m?s，故所取的八级精度合适。 确定主要参数，

第一对齿轮(齿数18/72)主要几何尺寸 1) 模数m:

m?2) 分度圆直径：

d90??5(mm) z18d??90(mm) d2?72?5?360(mm)

3)中心距a:

a?(d1?d2)/2?(90?360)/2?225(mm)

4) 齿根圆直径：

df1?m(Z1?2ha?2c)?5?(18?2?1?2?0.25)?77.5(mm)df2?m(Z2?2ha?2c)?5?(72?2?1?2?0.25)?347.5(mm)

5) 齿顶圆直径：

da1?m(Z1?2ha)?5?(22?2?1)?100(mm)

da2?m(Z1?2ha)?5?(72?2?1)?370(mm)

6) 齿宽b：

b??dd1?0.3?90?27(mm)

经处理后取b2?30(mm)，则b1?b2?5?35(mm) 第二对齿轮(齿数60/30的主要几何尺寸 1)分度圆直径：

d1?m1z1?5?60?300(mm)

d2?mz2?5?30?150(mm)

2) 齿根圆直径：

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蚌埠学院本科毕业设计（论文）

df1?m(Z1?2ha?2c)?5?(60?2?1?2?0.25)?387.5(mm)

df2?m(Z2?2ha?2c)?5?(30?2?1?2?0.25)?137.5(mm)

3) 齿顶圆直径：

da1?m(Z1?2ha)?5?(60?2?1)?310(mm) da2?m(Z1?2ha)?5?(30?2?1)?160(mm)

4) 齿宽b：

b??dd1?0.3?150?45(mm)

经处理后取b2?45(mm)则b1?b2?5?40(mm) 按齿根弯曲疲劳强度校核。

齿形系数YF：由《机械设计基础》刘孝民主编；查表8-6得：

YF1?2.91,YF2?2.30;

应力修正系数Ys：查《机械设计基础》刘孝民主编中表8-7得：

YS1?1.54;YS2?1.75;

由《机械设计基础》刘孝民主编；由图8-8查0得:?Flim1?500MPa,?Flim2?450MPa

由《机械设计基础》刘孝民主编；由表8-8查得：SF?1.3 由《机械设计基础》刘孝民主编；由图8-8查得：YN1?YN2?1 所以：

YN1?Flim11?500??384.62(MPa)SF1.3

YN2?Flim21?450[?F]1???346.15(MPa)SF1.3[?F]1?故

?F?2KTYF1Ys12?1.0?267840?2.91?1.54??152.41(MPa)?[?F]1b1md35?5?90YF2YF22.30?1.75?152.41?136.89(MPa)?[?F]2YF1YF12.91?1.54?F??F 齿根弯曲疲劳强度校核合格。

- 21 -

程京华：12级变速机床传动系统设计

3.5 轴的设计

3.5.1 Ⅰ轴的设计计算 1) 选择轴的材料

由文献[1]中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度217?225HBS，

????????MPa，?b????MPa，?s????MPa。

2) 按扭矩初算轴径

根据文献[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则

33.80Pd?C?115?20.12(mm)

n7103考虑有键槽和轴承，轴加大5%：d?(1?5%)?20.12?21.12mm 所以取d?22mm 3) 轴的结构设计

图3-6 Ⅰ轴结构图

4) 确定轴各段直径和长度

Ⅰ段 直径d1?22mm l1?100(离合器右段及套筒总长)

Ⅱ段 直径d2?25mm（选择轴承内径，初选用圆锥滚子轴承30205，宽度15mm，外径52mm.）l2?25mm（轴承宽及套筒长）

Ⅲ段 直径d3?30mm l3?160mm（安装齿轮段及变速时齿轮的滑移距离总长）

Ⅳ段直径d2?25mm（选择轴承内径，初选用圆锥滚子轴承30205，宽度15mm，外径52mm.）l2?25mm（轴承宽及套筒长）

所以总长l?310mm 5) 轴的强度校核

已知小齿轮d1?60mm,T1?51130N?mm;La?Lb?90mm.求圆周力Ft，径向力Fr

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蚌埠学院本科毕业设计（论文）

Ft?2T?/d1?2?51130/60?1704(N)Fr?Ft?tan??1704?tan20?602(N)轴的支持反力

Fay?Fby?Fr/2?602/2?301N

水平面弯矩

Mc1?LaFay?90?301?27090(N?mm)

轴承支反力

Faz?Fbz?Ft/2?1704/2?852(N)

垂直面的弯矩

Mc2?LaFaz?90?852?76680(N?mm)

合成弯矩

Mc?Mc1?Mc222221/2?(27090?76680)?81324.6(N?mm)

转矩

T?51130N?mm

转矩产生的剪力按脉动循环变化，取??0.6，截面C处的当量弯矩：

Mcc?[Mc2?(?T)2]1/2?86918.5(N?mm)

校核危险截面C的强度

??Mec/(0.1d4)?86918.5/(0.1?323)?26.53MPa?[??1]?55MPa该轴强度足够。 3.5.2 Ⅱ轴结构设计

1) 选择轴的材料

由文献[1]中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度217?225HBS，

????????MPa，?b????MPa，?s????MPa。

2) 按扭矩初算轴径

根据文献[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则

33.65Pd?C?115?25(mm)

n3553 考虑有键槽，轴加大5%：d?(1?5%)?25?26.25mm

所以取最小d=30mm 3) 轴的结构设计

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程京华：12级变速机床传动系统设计

图3-6 Ⅱ轴结构图

4) 确定轴各段直径和长度

Ⅰ段 直径 d1?30mm（选择左端轴承内径,初选用圆锥滚子轴承30206，宽度16mm，外径62mm.）l1?25mm（轴承内径及套筒长）

Ⅱ段 l2轴肩高h?(0.07~0.1)d1?(0.07~0.1)?40?2.8~4(mm)考虑到要用花键连接，初选键的型号为8?32?36?6，所以直径d2?36mm，l2?530mm（第一传动组、第二传动组滑移齿轮安装，中间轴承宽度，初选中间轴承为NN3007E，宽20mm，外径62mm，且考虑箱体铸造时的方便）

Ⅲ段直径 d3?30mm（选择右端轴承内径，初选用圆锥滚子轴承30206，宽度16mm，外径62mm.） l3?25mm（轴承内径及套筒长） 所以总长l?580mm。

5) 轴的强度校核

已知小齿轮d1?66mm,T1?98210N?mm;la?60mm,lb?270mm.求圆周力Ft，径向力Fr

Ft?2T?/d1?2?98210/66?2976(N)Fr?Ft?tan??2976?tan20?1086(N)轴的支持反力

Ft1?Fr

lb270?2976??2434(N)

la?lb60?270la60?1086??197.5(N)

la?lb60?270Fr2?Fr垂直面的弯矩

Mc2?laFt1?60?1637?98220(N?mm)

轴承支反力

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蚌埠学院本科毕业设计（论文）

Fr1?Frlb270?1086??888.5(N)

la?lb60?270la60?1086??197.5(N)

la?lb60?270Ft2?Fr水平面弯矩

Mc1?laFr1?60?888.5?53310(N?mm)

合成弯矩

Mc?转矩

T?98210N?mm

Mc1?Mc212221/2?(53310?98220)?111754(N?mm)

转矩产生的剪力按脉动循环变化，取??0.6，截面C处的当量弯矩：

Mcc?[Mc2?(?T)2]1/2?126337.8(N?mm)

校核危险截面C的强度

??Mec/(0.1d4)?126337.8/(0.1?343)?32.14MPa?[??1]?55MPa

该轴强度足够。 3.5.3 Ⅲ轴结构设计

1) 选择轴的材料

由文献[1]中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度217?225HBS，

????????MPa，?b????MPa，?s????MPa。

2) 按扭矩初算轴径

根据文献[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则

33.51Pd?C?115?34.95(mm)

n1253 有键槽和轴承，轴加大5%：d?(1?5%)?34.95?36.70mm

取d?40mm（考虑到安装轴承处最细，应以轴承内径为准，初选轴承30208，宽18mm，外径80mm）

3) 轴的结构设计

- 25 -

程京华：12级变速机床传动系统设计

图3-7 Ⅲ轴结构图

4) 确定轴各段直径和长度

Ⅰ段 直径 d1?40mm.（选择轴承内径，初选轴承30208，宽18mm，外径80mm）

l1?20mm

Ⅱ段 l2轴肩高h?(0.07~0.1)d1?(0.07~0.1)?40?2.8~4(mm)考虑到要用花

mm（考键连接，初选键的型号为8?42?46?8，所以取d2?46mm，l2?308虑变速时齿轮的滑移距离及箱体铸造时的方便）

Ⅲ段 直径d3?40mm（选择轴承内径，初选轴承30208，宽18mm，外径80mm）

l3?20mm

所以总长l?348mm。

5) 轴的强度校核

已知小齿轮d1?90mm,T1?267840N?mm;la?225mm,lb?103mm.求圆周力

Ft，径向力Fr

Ft?2T?/d1?2?267840/90?5952(N)Fr?Ft?tan??5952?tan20?2166(N)轴承支反力

Fr1?Frlb103?2166??680.2(N)

la?lb225?103la225?2166??1485.8(N)

la?lb225?103Fr2?Fr水平面弯矩

Mc1?lbFr2?103?1485.8?153039.8(N?mm)

轴的支持反力

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蚌埠学院本科毕业设计（论文）

Ft1?Frlb103?5952??1869.1(N)

la?lb225?103la225?5952??4082.9(N)

la?lb225?103Fr2?Fr垂直面的弯矩

Mc2?laFt1?1869.1.?225?420547.5(N?mm)

合成弯矩

Mc?Mc1?Mc222?(153039.82?420547.52)1/2?447528.1(N?mm)

转矩

T?267840N?mm

转矩产生的剪力按脉动循环变化，取??0.6，截面C处的当量弯矩：

Mcc?[Mc2?(?T)2]1/2?475507.3(N?mm)

校核危险截面C的强度

??Mec/(0.1d4)?475507.3/(0.1?453)?52.2MPa?[??1]?55MPa

该轴强度足够。

3.6 主轴结构设计

1）选择轴的材料

由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴，由文献[2]中的表11-1和表11-3所以选

H6BS，??用35SiMn调质处理，硬度229?28?s????MPa。

2）按扭矩初算轴径

??????MPa，?b????MPa，

根据文献[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则

33.37Pd?C?115?38(mm)

n903 有键槽和轴承，由于主轴为空心轴轴加大70%：d?(1?70%)?38?64.6(mm) 取d?70mm 3) 轴的结构设计

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程京华：12级变速机床传动系统设计

图3-8 主轴结构图

4) 确定轴各段直径和长度

Ⅰ段 d1?60mm l1?20mm

Ⅱ段 d2?65mm，l2?55mm（考虑到密封和端盖所以取）

Ⅲ段 d3?65mm，l3?26mm（轴承的安装，初选圆柱滚子轴承NN3013E，宽度26mm，内径65慢慢，外径100mm）

Ⅳ段 d4?70mm， l4?720mm（考虑变速时齿轮的滑移及箱体铸造时的方便）

Ⅴ段 d5?80mm,l5?34mm（选择主轴右端轴承，初选轴承NN3016E，宽34mm，内径80，外径125mm）

Ⅵ段 d6?80mm，l6?4mm，d7?M86X1.5，l9?11mm，d8?80mm，

l8?6mm（考虑端盖的安装，挡油环安装螺纹的加工）

Ⅶ段 d9?134mm，l9?3mm，d10?130mm，l10?11mm（用于安装卡盘等机构）

Ⅶ段 工艺椎体，锥度为1:12 轴的总长l?890mm。 4）验算轴的疲劳强度

已知齿轮d1?360mm,T1?357230N?mm;la?605mm,lb?153mm.求圆周力Ft，径向力Fr

Ft?2T?/d1?2?357230/360?1984(N)Fr?Ft?tan??1984?tan20?722(N)轴承支反力

Fr1?Frlb153?722??145.7(N) la?lb605?153- 28 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

Fr2?Fr水平面弯矩

la605?722??576.3(N) la?lb605?153Mc1?laFr1?605?145.7?88148.5(N?mm)

轴的支持反力

Ft1?Frlb153?1984??400.5(N) la?lb605?153la605?1984??1583.5(N) la?lb605?153Fr2?Fr垂直面的弯矩

Mc2?laFt1?605?400.5?242302.5(N?mm)

合成弯矩

Mc?Mc1?Mc2?(88148.52?242302.52)1/2?257838.4(N?mm) 转矩

T?357230N?mm

转矩产生的剪力按脉动循环变化，取??0.6，截面C处的当量弯矩：

Mcc?[Mc2?(?T)2]1/2?335293.1(N?mm)

校核危险截面C的强度

??dD?45?0.64 70 ??Mec/[0.1d3(1??4)]?335293.1/[0.1X453(1?0.644)]?44.21MPa?[??]?71MPa

该轴强度足够。

3.7 轴承的校核

3.7.1 Ⅰ轴上的轴承校核 1) 确定参数

已知计算转速为n1?710r/min,两轴承径向反力为Fr1?Fr2?852N。

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程京华：12级变速机床传动系统设计

初选圆锥滚子轴承30205型，额定动载荷Cr?32.2kN，额定静载荷C0r?37kN。 根据文献[1]中表（12-6）按减速器，取fp?1，由文献中表12-8的温度系数fT?1。 根据根据文献[1]中式（12-1）及表12-7得压紧端轴承当量载荷

P2?fP(xFr1?yFt)?1?(0.4?852?1.6?1704)?2044.8(N)

滚子轴承的寿命系数10/3，取3。 2) 轴承的寿命计算 由文献[1]中式（12-6）得

106fTC31061?360003 Lh?()?()?128249(h)?38400(h)

60nP60?7102044.8预期寿命满足

3.7.2 Ⅱ轴上的轴承校核 1）确定参数

Ⅱ轴上一共三个轴承， 已知计算转速为n1?355r/min,左，中间轴承从Ⅰ轴上齿轮传递径向反力为Fr1?Fr2?852N，中间和右边轴承承受径向反力为

Fr3?598N,Fr4?488N。

初选承受Fr1圆锥滚子轴承30206型，额定动载荷Cr?43.3kN，额定静载荷

C0r?50.5kN。而承受Fr3的轴承是NN3007E型，额定动载荷Cr?46.5kN，额定静载荷C0r?48.0kN。初选承受Fr4圆锥滚子轴承30206型，额定动载荷Cr?43.3kN，额定静载荷C0r?50.5kN。

根据文献[1]中表（12-6）按减速器，取fp?1，由文献中表12-8的温度系数fT?1。 根据根据文献[1]中式（12-1）及表12-7得

当量载荷 P(N) 1?fP(xFr1?yFt1)?1278P2?fP(Fr2?Fr3)?1?(852?488)?2010(N)

P3?fP(xFr4?yFt4)?732(N)

滚子轴承的寿命系数10/3，取3。 2）轴承的寿命计算 由文献[1]中式（12-6）得

106fTC31061?195003Lh1?()?()?166775(h)?38400(h)

60nP60?3551278- 30 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

106fTC31061?465003Lh2?()?()?581287(h)?38400(h)

60nP160?3552010106fTC31061?195003Lh3?()?()?482332(h)?38400(h)

60nP260?355732预期寿命满足

3.7.3 III轴上的轴承校核 1) 确定参数

Ⅲ轴上一共两个轴承， 已知计算转速为n1?125r/min,从Ⅱ轴上齿轮传递径向反力为Fr?181N。

初选承受Fr圆锥滚子轴承30208型，额定动载荷Cr?63kN，额定静载荷

C0r?74kN。

根据文献[1]中表（12-6）按减速器，取fp?1，由文献中表12-8的温度系数fT?1。 根据根据文献[1]中式（12-1）及表12-7得

压紧端轴承当量载荷 P2?fP(xFr?yFt2)?1604(N) 滚子轴承的寿命系数10/3，取3。 2) 轴承的寿命计算 由文献[1]中式（12-6）得

106fTC31061?465003Lh2?()?()?324851(h)?38400(h)

60nP160?1251604预期寿命满足

3.7.4 主轴上的轴承校核

主轴上一共三个轴承， 已知计算转速为n1?90r/min,左，Fr1?181N,Fr2?541N， 总体来说主轴轴承承受齿轮传动的力不大，按一般的校核一定满足要求寿命要求，但是主轴是的要求很高，必须保证主轴的传动稳定，和刚度要求，所以主轴双排圆柱滚子轴承及单排圆柱滚子轴承，左边的选择NN3013E，额定动载荷Cr?89.8kN，额定静载荷中间的轴承是N214E型，额定动载荷Cr?112kN，额定静载荷C0r?135kN。C0r?102kN。

右边圆柱滚子轴承NN3016型，额定动载荷Cr?158kN，额定静载荷C0r?192kN。而且预期寿命满足。

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程京华：12级变速机床传动系统设计

3.8 键的选用和强度校核

3.8.1 Ⅰ轴上的键的选用和强度校核 <1> Ⅰ轴与大带轮链接采用平键链接

1) 轴径d1?22mm，L1?50mm，传递扭矩T1?51130N?mm。

2) 选用C型平键，键C8?7?45,GB/T1096?1979，l?L?b?45?4?41(mm)。 3) 由文献[1]中表7-9得[?]p?100MPa,[?]?90MPa。 4) 根据文献[1]中式（7-14）和式（7-15）得

?P?4T1/dhl?4?51130/(22?7?41)?32.4MPa?[?]P?110MPa 挤压强度满足

??2T1/dbl?2?51130/(22?8?41)?14.2MPa?[?]P?110MPa

抗剪切强度满足。

<2>Ⅰ轴与齿轮的联接采用平键联接

1) 轴径d1?30mm，L1?25mm(齿轮宽度)，传递扭矩T1?51130N?mm。 2) 选用B型平键，键B10?8?18,GB1096?79，l?18(mm)。 3) 由文献[1]中表7-9得[?]p?100MPa,[?]?90MPa。 4) 根据文献[1]中式（7-14）和式（7-15）得

?P?4T1/dhl?4?51130/(32?8?18)?44.39MPa?[?]P?110MPa

挤压强度满足

??2T1/dbl?2?51130/(32?10?18)?17.78MPa?[?]P?110MPa

抗剪切强度满足。

由于Ⅰ轴与齿轮的联接情况一样，所以另外的两个齿轮与Ⅰ轴同样选用C型平键，键B10?8?18,GB1096?79，也满足要求。无需重复校核。

3.8.2 II轴上的键的选用和强度校核

1)轴与齿轮的联接采用花键联接，轴径d1?36mm，传递扭矩T1?98210N?mm 2)选用8?32?36?6花键。

3) 由文献[1]中表7-9得[?]p?100MPa,[?]?90MPa。 4) 根据文献[1]中式（7-14）得

?P1?2T1?103/?zdhl?[?]P?100MPa

挤压强度满足

??2T1?103/?zdbl?[?]?90MPa

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蚌埠学院本科毕业设计（论文）

抗剪切强度满足。

3.8.3 Ⅲ轴上的键的选用和强度校核

1)轴与齿轮的联接采用花键联接，轴径d?46mm，传递扭矩T1?98210N?mm。 2)选用8?42?46?8花键。

3) 由文献[1]中表7-9得[?]p?120MPa,[?]?100MPa。 4) 根据文献[1]中式（7-14）得

?P1?2T1?103/?zdhl?[?]P?120MPa

挤压强度满足

??2T1?103/?zdbl?[?]?100MPa

抗剪切强度满足。

3.8.4 主轴上的键的选用和强度校核

1) 轴与齿轮的联接采用平键联接，轴径d1?70mm，L1?45mm(齿轮宽度)，

L2?40mm(齿轮宽度)，传递扭矩T1?357230N?mm。

2) 齿宽为L1?45mm(齿轮宽度),选用B型平键,由于主轴空心所以选择键

B20?12?40,GB1096?79，l?40(mm)。L2?40mm(齿轮宽度)选用B型平键，键

B20?12?30,GB1096?79,l?30(mm)。

3) 由文献[1]中表7-9得[?]p?110MPa,[?]?100MPa。 4) 根据文献[1]中式（7-14）和式（7-15）得

?P1?4T1/dhl?4?357230/(70?14?40)?31.9MPa?[?]P?110MPa ?P2?4T1/dhl?4?357230/(70?14?25)?51.0MPa?[?]P?110MPa

挤压强度满足

?1?2T1/dbl?2?357230/(70?22?40)?10.2MPa?[?]P?100MPa

??2T1/dbl?2?357230/(70?22?25)?16.2MPa?[?]P?100MPa抗剪切强度满足。

3.9 轴承端盖的设计

1) Ⅰ轴前端盖结构图

结构图如下图3-9所示，密封槽尺寸按毛毡的标准尺寸

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程京华：12级变速机床传动系统设计

图3-9 Ⅰ轴前端盖

2) Ⅱ轴、Ⅲ轴的端盖结构图下图3-10所示

由于Ⅱ轴、Ⅲ轴作用相同，所以结构也相同，只是相应?65、?100为?68、?106

图3-10 Ⅱ轴前端盖

3) 主轴的轴承端盖如下图

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图3-11 主轴前端盖 图3-12 主轴后端盖

4 箱体的结构设计

4.1 箱体材料

箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT150,强度要求较高的箱体用HT200，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT200。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。

4.2 箱体结构

1) 箱体结构设计要点

根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承和联轴器。

表4-1 箱体的尺寸

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名称 箱座壁厚 箱盖壁厚

符号 尺寸关系 24 20

?

?1

b1

b

箱盖凸缘厚 箱座凸缘厚 箱座底凸缘厚 地脚螺钉数目 轴承旁凸台半径 外箱壁至轴承端面距离

铸造过渡尺寸

10 10 35 18

b2

n R1 l1

x、y

C2

C1?C2?(5?10)

“一般标准”中的“铸造过渡斜度”

齿轮顶圆与内箱壁距离

?1 ?2

?1.2? ??

齿轮端面与内箱壁距离

箱盖、箱座肋厚

m1、m2 m1???????、m2??????

2) 铸造工艺性要求

为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工艺性。

3) 加工工艺性对结构的要求

由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。

4) 装配工艺对结构的要求

为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺的要求，下图为主轴箱展开图

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图4-1 主轴箱展开图

5 润滑与密封

5.1 润滑设计

普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。

1) 飞溅润滑

要求贱油件的圆周速度为0.6～8米/秒，贱油件浸油深为10～20毫米（不大于2～3倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。

2) 进油量的大小和方向

回油要保证畅通，进油方向要注意角接触轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油

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标，一边及时检查润滑系统工作情况。

3) 放油孔

应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。

4) 防止或减少机床漏油

① 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。

② 轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙1～1.5毫米。 ③ 主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。

④ 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为3～5毫米。

5.2 润滑油的选择

润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选。

6 总 结

在本次系统设计中，我了解了组合机床及液压系统设计的过程及相关的方法，使自己在本科阶段所学的知识得到了充分的利用，达到了实践与理论的结合。

在设计过程中，发现了自己在专业知识方面的欠缺，基础知识掌握得不够牢固，不能灵活运用以往所学理论，通过这三个月的努力，查漏补缺，广泛地查阅了大量的参考资料，才使自己慢慢地了解掌握了该机床系统的设计过程。通过反复的论证，总结，才最终确定了本次设计的最终方案。但是由于时间紧迫，任务相对较重，本次设计存在着不足之处，以后的生活学习的过程中还要努力力求精益求精。

本次设计是对我大学知识能力的整体考察、同时也是对一些知识的温故。通过毕业设计的锻炼，我初步懂得了用已经掌握的知识解决实际问题的能力。这种锻炼是多方面的，有发现主要问题的并解决它的能力，有实际动手的能力，查阅搜集资料的能力，这为我即将踏上工作岗位作一次实战演练。可是由于本人能力有限，并且缺乏大型设计经验，因此在设计过程中难免存在错误与不足之处。希望老师提出宝贵的意见，我一定多多自省，争取在今后的工作中做得更好

总之，在同学们的帮助及自己努力，再加上老师的悉心指导下，我终于顺利地完成

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蚌埠学院本科毕业设计（论文）

了这次毕业设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化。

7 致 谢

在本文结束之际，首先要向我的指导老师王月英老师表示衷心的感谢。在我的整个毕业论文写作期间，得到王老师的悉心指导，并提供了充分的论文资料，使我能够顺利完成我的毕业设计。她知识渊博，治学严谨，而又平易近人的工作作风给我留下了深刻的印象。这些不仅在学业上对我帮助很大，而且在今后实际工作中也必将使我终生受益。 其次，我还要感谢和我一起接受王老师指导的我的同学们，谢谢你们给予了我很多的帮助和支持，没有你们的帮助和支持我想我不可能完成我的毕业设计，是你们平时的帮助，建设性的修改意见和建议，才使得我在最短的时内完成了我的设计任务，也使我在这次的毕业设计中受益匪浅，非常感谢你们。

最后，再次向王月英老师表示衷心的感谢，同时也谢谢在我本科学习阶段关心和帮助过我的老师及我们机械设计制造及其自动化专业的同学，谢谢你们为我提供了良好的学习条件，是我能够顺利的完成学业，谢谢你们。

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程京华：12级变速机床传动系统设计

8 参 考 文 献

[1]《金属切削机床指导书》工程学院机械制造教研室主编;

[2]《机械零件手册》主编:周开勤,第五版,高等教育出版社,2001年7月;

[3]《机床设计手册》编写组主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980年8月; [4]《机械设计基础课程设计指导》主编:林远艳,华南理工大学出版社,2008年8月; [5]《机械设计》主编:濮良贵.纪名刚,高等教育出版社,2010年9月;

[6]《机械设计基础》主编:刘孝民.黄卫萍,华南理工大学出版社,2006 年8月; [7]《现代机械设计》主编:杨汝清,上海科科学技术文献出版社,2000年; [8]《机械系统学》主编:黄天铬.邓先礼.梁锡昌,重庆出版社,1997年; [9]《机械零件手册》主编:周开勤,第五版,高等教育出版社,2001年7月;

[10]《机床设计手册》编写组主编:机床设计手册,北京:机械工业出版社,1980年8月; [11]《机械设计基础课程设计指导》主编:林远艳,华南理工大学出版社,2008年8月; [12]《机械设计基础》主编:刘孝民,华南理工大学出版社,2006年8月; [13]《机械零件设计手册》东北工学院编写组, 1980年;

[14]《机床设计图册》华东纺织工学院.哈尔滨工业大学.天津大学主编,上海科学技术出

版社,1979年6月;

[15]《机械系统设计》主编;周堃敏,高等教育出版社,2009年4月;

[16] Margaret Wan Nar Wong, Daniel Hung Kei Chow, Chi Kei Li. Rotational stability of

Seidel nail distal locking mechanism Injure .Int .J. Care Injured (2005)36,1201-1205

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蚌埠学院本科毕业设计（论文）

[17] M.M.Brzoska, K,Majewska, J.Moiuszko-Jakoniuk. Minerals status and mechanical

properties of lumbar spine of female rats chronically exposed to various levels of cadmium. Bone 34(2004)517-526

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