題目42-分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計：Nmin=30rmin；Nmax=1300rmin；Z=17級；公比為1.26；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430rmin

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課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求71.3.1課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)71.3.2技術(shù)要求7第2章 運動設(shè)計82.1運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定82.1.1 轉(zhuǎn)速范圍82.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列82.1.3確定結(jié)構(gòu)式82.1.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)82.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖92.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)102.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差12第3章 動力計算133.1 帶傳動設(shè)計133.1計算設(shè)計功率Pd133.2選擇帶型143.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速143.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角153.5確定帶的根數(shù)z163.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸163.7確定帶的張緊裝置163.8計算壓軸力163.2 計算轉(zhuǎn)速的計算173.3 齒輪模數(shù)計算及驗算173.4 傳動軸最小軸徑的初定253.5 主軸合理跨距的計算25第4章 主要零部件的選擇264.1電動機的選擇264.2 軸承的選擇274.3 鍵的規(guī)格274.4變速操縱機構(gòu)的選擇27第5章 校核285.1 剛度校核285.2 軸承壽命校核30第6章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明316.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案316.2 展開圖及其布置32結(jié) 論32參考文獻33致 謝34 分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計論文第1章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設(shè)計的內(nèi)容機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。（3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3編制技術(shù)文件（1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。（2）編制設(shè)計計算說明書。1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計技術(shù)參數(shù)：Nmin=30r/min；Nmax=1300r/min（改為Nmax=1180r/min）；Z=17級；公比為1.26；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min1.3.2技術(shù)要求（1）利用電動機完成換向和制動。（2）各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構(gòu)。（3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。34分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計論文第2章 運動設(shè)計2.1運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定2.1.1 轉(zhuǎn)速范圍Rn=39.332.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列查1表2.12，首先找到30r/min、然后每隔3個數(shù)取一個值（1.26=1.064），得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180r/min共17級。2.1.3確定結(jié)構(gòu)式 對于Z=17可以按照Z=18來計算，對于Z=18有如下選項：(1) (3)從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副“前多后少”的原則，及在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。故（3）方案最為合適。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍的原則。在設(shè)計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，檢查方案（3）傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中， 值，符合要求，其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。因此取方案。 2.1.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)對于Z=17可以按照Z=18來計算取方案：根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則, 選取傳動方案其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1?！扒岸嗪笊佟钡脑瓌t，及在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。故（3）方案最為合適。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍的原則。在設(shè)計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，檢查方案（3）傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中， 值，符合要求，其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。因此取方案。 根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下 圖2-1結(jié)構(gòu)網(wǎng) 2.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖 圖2-2 轉(zhuǎn)速圖（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖 確定各變速組傳動副齒數(shù)根據(jù)參考文獻7表2-8查得 傳動組a: ，時：57、60、63、66、69、72、75、78時：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77時：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。于是，可得軸上的三聯(lián)滑移齒輪數(shù)分別為：44、40、36。1 動組b:，,時：69、72、73、76、77、80、81、84、87時：70、72、74、76、78、80、82、84、86時，66、70、71、74、83、84、87可取 83，于是可得軸上三聯(lián)滑移齒輪的齒數(shù)分別為：46、32、20。于是 ，得軸上三齒輪的齒數(shù)分別為：37、51、63。2 傳動組c:,時：84、85、89、90、94、95時： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 99.為降速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為20；為升速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為38。于是得,得軸兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為20，61；得軸兩齒輪齒數(shù)分別為79，38。2.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10(-1),即10(-1)同理，根據(jù)計算得出其他各組的數(shù)據(jù)如下表：各級轉(zhuǎn)速誤差n 118095075060015095756037.530n1178.759457536081529876.56238.933誤差1.562.362.592.012.362.222.56%1.27%2.22%2.56轉(zhuǎn)速誤差都小于2.6，因此不需要修改齒數(shù)。第3章 動力計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率P=3kw,轉(zhuǎn)速n1=1430r/min,n2=600r/min3.1計算設(shè)計功率Pd表4 工作情況系數(shù)工作機原動機類類一天工作時間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風(fēng)機和鼓風(fēng)機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風(fēng)機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復(fù)式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查機械設(shè)計P296表4，取KA1.1。即3.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按機械設(shè)計P297圖1311選取。根據(jù)算出的Pd3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n11430r/min ，查圖得：d d=80100可知應(yīng)選取A型V帶。3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速由機械設(shè)計P298表137查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80100mm則取dd1= 95mm ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3. V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設(shè)計P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=224mm 誤差驗算傳動比：（為彈性滑動率）誤差，符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8計算壓軸力 由機械設(shè)計P303表1312查得，A型帶的初拉力F0131.23N，上面已得到=159.98o，z=3，則3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=88.28r/min，取95r/min。2各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸可從主軸95r/min按79/20的傳動副找上去，軸的計算轉(zhuǎn)速為118r/min；軸的計算轉(zhuǎn)速為375r/min；軸的計算轉(zhuǎn)速為600r/min。3各齒輪的計算轉(zhuǎn)速傳動組c中，20/79只需計算z = 20 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為375r/min；66/33只需計算z = 33的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為190/min；傳動組b計算z = 20的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為375r/min；傳動組a應(yīng)計算z = 28的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為600r/min。3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，式中 mj按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm）；驅(qū)動電動機功率（kW）；被計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-”； 小齒輪的齒數(shù)（齒）； 齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），；=8 材料的許用接觸應(yīng)力（）。取=650 Mpa（2）基本組的齒輪參數(shù)計算按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪，齒輪承載能力應(yīng)由齒面接觸疲勞強度決定。1) 載荷系數(shù)K：查參考文獻1中表8-5，取K=1.2.2) 轉(zhuǎn)矩：3) 接觸疲勞許用應(yīng)力:由參考文獻1的圖8-12查得： 950 ，850。接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得查參考文獻1的圖8-11，得 按一般可靠性要求，查參考文獻2的表8-8，取=1.1,則4) 計算小齒輪分度圓直徑：查參考文獻1中的表8-10，取 取5) 計算圓周速度：因，故所取的八級精度合適。 確定主要參數(shù)，第一對齒輪(齒數(shù)28/44)主要幾何尺寸1) 模數(shù): ，取m=2.5.2) 分度圓直徑： 3) 中心距: 4) 齒根圓直徑： 5) 齒頂圓直徑：6) 齒寬B：經(jīng)處理后取，則第二對齒輪(齒數(shù)32/40)的主要幾何尺寸1) 分度圓直徑：2) 齒根圓直徑：3) 齒頂圓直徑： 4) 齒寬：經(jīng)處理后取，則第三對齒輪（36/36）的主要幾何尺寸1) 分度圓直徑：2) 齒根圓直徑：3) 齒頂圓直徑： 齒寬系數(shù), 按齒根彎曲疲勞強度校核。由參考文獻1中的式（8-5）得出，若則校核合格。齒形系數(shù)：由考文獻1；查表8-6得： 應(yīng)力修正系數(shù)：查文獻1中表8-7得：由文獻1中圖8-8查得:由文獻1表8-8查得：由文獻1圖8-8查得：所以：故 齒根彎曲疲勞強度校核合格。（2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒數(shù)363628443240 模數(shù)2.52.52.52.52.52.5分度圓直徑90907011080100齒頂圓直徑95957511585105齒根圓直徑83.7583.7563.75103.7573.7593.75 齒寬202020202020按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應(yīng)力驗算公式為 彎曲應(yīng)力驗算公式為： 式中 N-傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=3kW; -計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =600（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）; B-齒寬（mm）;B=20（mm）; z-小齒輪齒數(shù)；z=28; u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78; -壽命系數(shù)； = -工作期限系數(shù)； T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min） -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -工作狀況系數(shù)，取=1.1 -動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 -齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y-齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；-許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-許用彎曲應(yīng)力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）擴大組齒輪計算（中間一個變速組）。=16338=3.5 第1擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z4Z4Z5Z5Z6Z6齒數(shù)463732512063 模數(shù)3.53.53.53.53.53.5分度圓直徑161129.5112178.570220.5齒頂圓直徑168136.5119185.577227.5齒根圓直徑152.25120.75103.25169.7561.25211.75 齒寬282828282828按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 同理計算得到第2擴大組（最后一個變速組）=16338=4 第2擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z7Z7Z8Z8齒數(shù)61382079 模數(shù)4444分度圓直徑24415280316齒頂圓直徑25216088324齒根圓直徑23414270306 齒寬32323232按齒根彎曲疲勞強度校核。齒形系數(shù)：由機械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編；查表8-6得： 應(yīng)力修正系數(shù)：查機械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編中表8-7得：由機械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編；由圖8-8查0得:由機械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編；由表8-8查得：由機械設(shè)計基礎(chǔ)劉孝民主編；由圖8-8查得：所以：故 齒根彎曲疲勞強度校核合格。3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-傳動軸直徑（mm） Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N-該軸傳遞的功率（KW） -該軸的計算轉(zhuǎn)速 -該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=。各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑軸 號 軸 軸III 軸最小軸徑mm 253045 3.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=3kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應(yīng)為6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=9550=341.07Nm假設(shè)設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；切削力（沿y軸） Fc=4716N背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。先假設(shè)l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根據(jù)文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主軸的當(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為： I=113.810-8m4 =0.14查【1】圖3-38得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第4章 主要零部件的選擇 4.1電動機的選擇1) 選擇電動機類型根據(jù)已知工作條件和要求，選擇一般用途的Y系列三相鼠籠式異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)。根據(jù)已知條件選擇最低轉(zhuǎn)速30r/min，最高轉(zhuǎn)速1180r/min,功率3kW，所以選擇Y100L2-4的Y系列三相鼠籠式異步電動機表3-1 Y100L2-4電動機性能電機型號額定功率/kW電機轉(zhuǎn)速/(r/min)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速Y100L2-43150014304.2 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.3 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N dDB =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.4變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。第5章 校核5.1 剛度校核（1）軸的受力分析1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9.55=9.55=238.75Nmm2)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2652Nmm齒輪上的徑向力=tan= 2652tan20=965Nmm3)確定軸的跨距=255，=130，=80（2）軸的受力分析1）作軸的空間受力簡圖2）作水平受力簡圖和彎矩圖=292N，=5549N=74460N，=-303120N 3）作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N，=913N=118830N 4）作合成彎矩圖=140231Nmm=303120Nmm5）作轉(zhuǎn)矩圖=341.07Nmm=341070 Nmm6）作當(dāng)量彎矩圖=368773Nmm由機械設(shè)計教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式=30.0Mpa，故軸的強度足夠。（1）軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：: L-兩支承的跨距；D-軸的平均直徑；X=/L；-齒輪工作位置處距較近支承點的距離；N-軸傳遞的全功率； 校核合成撓度 -輸入扭距齒輪撓度； -輸出扭距齒輪撓度 ； -被演算軸與前后軸連心線夾角；=144 嚙合角=20，齒面摩擦角=5.72。代入數(shù)據(jù)計算得：=0.026；=0.084；=0.160； =0.205；=0.088；=0.025。 合成撓度 =0.238 查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L即=0.268。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2）軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算： 將上式計算的結(jié)果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001因0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。5.2 軸承壽命校核由軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。對軸受力分析得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式：預(yù)期的使用壽命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 軸承壽命滿足要求。第6章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上?？偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責(zé)齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。結(jié) 論分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計的結(jié)構(gòu)及部分計算，到這里基本結(jié)束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設(shè)計和校核，定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。經(jīng)過這次課程設(shè)計，使我對機械系統(tǒng)設(shè)計這門課當(dāng)中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設(shè)計工作有了更深入的認識。在設(shè)計過程中，得到XX老師的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝。參考文獻【1】候珍秀.機械系統(tǒng)設(shè)計.哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，修訂版；【2】、于惠力 主編 機械設(shè)計 科學(xué)出版社 第一版【3】、戴 曙 主編 金屬切削機床設(shè)計 機械工業(yè)出版社【4】、戴 曙 主編 金屬切削機床 機械工業(yè)出版社 第一版【4】、趙九江 主編 材料力學(xué) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版【6】、鄭文經(jīng) 主編 機械原理 高等教育出版社 第七版【7】、于惠力 主編 機械設(shè)計課程設(shè)計 科學(xué)出版社 致 謝在設(shè)計成過程中，感謝很多人的幫助和指點，首先我要感謝我的母校的辛勤培育，感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。本次設(shè)計是在我的導(dǎo)師XX教授的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。他嚴(yán)肅的科學(xué)態(tài)度，嚴(yán)謹?shù)闹螌W(xué)精神，精益求精的工作作風(fēng)，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導(dǎo)和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。此外，在畢業(yè)設(shè)計過程中，也得到了其他老師和同學(xué)的幫助，設(shè)計任務(wù)一直在很好的氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！再次向設(shè)計中所有提供過幫助的人表示感謝！