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寧XX大學(xué)
課程設(shè)計(jì)(論文)
分級變速主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
所在學(xué)院
專 業(yè)
班 級
姓 名
學(xué) 號
指導(dǎo)老師
年 月 日
5
摘 要
設(shè)計(jì)機(jī)床得主傳動(dòng)變速系統(tǒng)時(shí)首先利用傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方法求出理想解和多個(gè)合理解。根據(jù)數(shù)控機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機(jī)電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)原理和方法。從主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機(jī)床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計(jì)算和校核相關(guān)運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。本說明書著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計(jì)效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算，湊算法，計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過對主傳動(dòng)系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。
關(guān)鍵詞 分級變速；傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),傳動(dòng)副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，齒輪模數(shù)，傳動(dòng)比
目 錄
摘 要 2
目 錄 4
第1章 緒論 6
1.1 課程設(shè)計(jì)的目的 6
1.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 6
1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 6
1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) 6
1.2.3編制技術(shù)文件 6
1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 7
1.3.1課程設(shè)計(jì)題目和主要技術(shù)參數(shù) 7
1.3.2技術(shù)要求 7
第2章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 8
2.1運(yùn)動(dòng)參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 8
2.1.1 轉(zhuǎn)速范圍 8
2.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列 8
2.1.3確定結(jié)構(gòu)式 8
2.1.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 8
2.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 9
2.2 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 10
2.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 12
第3章 動(dòng)力計(jì)算 13
3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 13
3.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 13
3.2選擇帶型 14
3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 14
3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 15
3.5確定帶的根數(shù)z 16
3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 16
3.7確定帶的張緊裝置 16
3.8計(jì)算壓軸力 16
3.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 17
3.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 17
3.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 25
3.5 主軸合理跨距的計(jì)算 25
第4章 主要零部件的選擇 26
4.1電動(dòng)機(jī)的選擇 26
4.2 軸承的選擇 27
4.3 鍵的規(guī)格 27
4.4變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 27
第5章 校核 28
5.1 剛度校核 28
5.2 軸承壽命校核 30
第6章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明 31
6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 31
6.2 展開圖及其布置 32
結(jié) 論 32
參考文獻(xiàn) 33
致 謝 34
分級變速主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)論文
第1章 緒論
1.1 課程設(shè)計(jì)的目的
《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)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(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計(jì)，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識和設(shè)計(jì)技巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)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(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。
1.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容
《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。
1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)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(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。
（3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。
1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)
（1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。
（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。
1.2.3編制技術(shù)文件
（1）對于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價(jià)。
（2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。
1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求
1.3.1課程設(shè)計(jì)題目和主要技術(shù)參數(shù)
題目：分級變速主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
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(dòng)機(jī)功率P=3kW；電機(jī)轉(zhuǎn)速n=1430r/min
1.3.2技術(shù)要求
（1）利用電動(dòng)機(jī)完成換向和制動(dòng)。
（2）各滑移齒輪塊采用單獨(dú)操縱機(jī)構(gòu)。
（3）進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)采用單獨(dú)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。
34
分級變速主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)論文
第2章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)
2.1運(yùn)動(dòng)參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定
2.1.1 轉(zhuǎn)速范圍
Rn===39.33
2.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列
查[1]表2.12，首先找到30r/min、然后每隔3個(gè)數(shù)取一個(gè)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(jì)算，對于Z=18有如下選項(xiàng)：
(1) ⑵ (3)
從電動(dòng)機(jī)到主軸主要為降速傳動(dòng)，若使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在較接近電動(dòng)機(jī)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(dòng)副“前多后少”的原則，及在降速傳動(dòng)中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動(dòng)比 ；在升速時(shí)為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動(dòng)常限制最大轉(zhuǎn)速比。故（3）方案最為合適。在主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍的原則。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間傳動(dòng)軸的變速范圍最小，檢查方案（3）傳動(dòng)組的變速范圍時(shí)，只檢查最后一個(gè)擴(kuò)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(jì)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(dòng)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(dòng)中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動(dòng)比 ；在升速時(shí)為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動(dòng)常限制最大轉(zhuǎn)速比。故（3）方案最為合適。在主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍的原則。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間傳動(dòng)軸的變速范圍最小，檢查方案（3）傳動(dòng)組的變速范圍時(shí)，只檢查最后一個(gè)擴(kuò)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(dòng)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
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
圖2-1結(jié)構(gòu)網(wǎng)
2.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。
（2）繪制轉(zhuǎn)速圖
圖2-2 轉(zhuǎn)速圖
（3）畫主傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)圖如圖2-3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(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(dòng)副齒數(shù)
(1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20
圖2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖
<3> 確定各變速組傳動(dòng)副齒數(shù)
根據(jù)參考文獻(xiàn)[7]表2-8查得
① 傳動(dòng)組a:
，，
時(shí)：……57、60、63、66、69、72、75、78……
時(shí)：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……
時(shí)：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。
于是，，
可得軸Ⅱ上的三聯(lián)滑移齒輪數(shù)分別為：44、40、36。
1 動(dòng)組b:
，,
時(shí)：……69、72、73、76、77、80、81、84、87……
時(shí)：……70、72、74、76、78、80、82、84、86……
時(shí)，……66、70、71、74、83、84、87……
可取 83，于是可得軸Ⅱ上三聯(lián)滑移齒輪的齒數(shù)分別為：46、32、20。
于是 ，，得軸Ⅲ上三齒輪的齒數(shù)分別為：37、51、63。
2 傳動(dòng)組c:
,
時(shí)：……84、85、89、90、94、95……
時(shí)： ……72、75、78、81、84、87、89、90……
可取 99.為降速傳動(dòng)，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為20；為升速傳動(dòng)，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為38。于是得,得軸Ⅲ兩聯(lián)動(dòng)齒輪的齒數(shù)分別為20，61；得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為79，38。
2.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實(shí)際傳動(dòng)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(jì)算得出其他各組的數(shù)據(jù)如下表：
各級轉(zhuǎn)速誤差
n
1180
950
750
600
150
95
75
60
37.5
30
n`
1178.75
945
753
608
152
98
76.5
62
38.9
33
誤差
1.56％
2.36％
2.59％
2.01％
2.36
％
2.22％
2.56
%
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(dòng)力計(jì)算
3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
輸出功率P=3kw,轉(zhuǎn)速n1=1430r/min,n2=600r/min
3.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd
表4 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動(dòng)機(jī)
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時(shí)間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動(dòng)小
帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動(dòng)較大
螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動(dòng)很大
破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。
根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1430r/min ，查圖得：d d=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。
3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm
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
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=224mm
① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比：（為彈性滑動(dòng)率）
誤差，符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，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(jì)算壓軸力
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝131.23N，上面已得到=159.98o，z=3，則
3.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算
（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=88.28r/min，
取95r/min。
[2]各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：
軸Ⅲ可從主軸95r/min按79/20的傳動(dòng)副找上去，軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為118r/min；軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為375r/min；軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為600r/min。
[3]各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速
傳動(dòng)組c中，20/79只需計(jì)算z = 20 的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為375r/min；66/33只需計(jì)算z = 33的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為190/min；傳動(dòng)組b計(jì)算z = 20的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為375r/min；傳動(dòng)組a應(yīng)計(jì)算z = 28的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為600r/min。
3.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算
（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，
式中 mj——按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒輪模數(shù)（mm）；
——驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率（kW）；
——被計(jì)算齒輪的計(jì)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(jì)算
按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪，齒輪承載能力應(yīng)由齒面接觸疲勞強(qiáng)度決定。
1) 載荷系數(shù)K：查參考文獻(xiàn)[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(xiàn)[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(xiàn)[1]的圖8-11，得
按一般可靠性要求，查參考文獻(xiàn)[2]的表8-8，取=1.1,則
4) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑：
查參考文獻(xiàn)[1]中的表8-10，取
取
5) 計(jì)算圓周速度：
因，故所取的八級精度合適。
① 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),
② 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。
由參考文獻(xiàn)[1]中的式（8-5）得出，若則校核合格。
齒形系數(shù)：由考文獻(xiàn)[1]；查表8-6得：
應(yīng)力修正系數(shù)：查文獻(xiàn)[1]中表8-7得：
由文獻(xiàn)[1]中圖8-8查得:
由文獻(xiàn)[1]表8-8查得：
由文獻(xiàn)[1]圖8-8查得：
所以：
故
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。
（2）基本組齒輪計(jì)算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齒數(shù)
36
36
28
44
32
40
模數(shù)
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
分度圓直徑
90
90
70
110
80
100
齒頂圓直徑
95
95
75
115
85
105
齒根圓直徑
83.75
83.75
63.75
103.75
73.75
93.75
齒寬
20
20
20
20
20
20
按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計(jì)算如下：
① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：
接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為
彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動(dòng)機(jī)功率，N=3kW;
-----計(jì)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(qiáng)化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動(dòng)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(kuò)大組齒輪計(jì)算（中間一個(gè)變速組）。
=16338=3.5
第1擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齒數(shù)
46
37
32
51
20
63
模數(shù)
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
分度圓直徑
161
129.5
112
178.5
70
220.5
齒頂圓直徑
168
136.5
119
185.5
77
227.5
齒根圓直徑
152.25
120.75
103.25
169.75
61.25
211.75
齒寬
28
28
28
28
28
28
按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計(jì)算，
查文獻(xiàn)【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(jì)算得到第2擴(kuò)大組（最后一個(gè)變速組）
=16338=4
第2擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z7
Z7`
Z8
Z8`
齒數(shù)
61
38
20
79
模數(shù)
4
4
4
4
分度圓直徑
244
152
80
316
齒頂圓直徑
252
160
88
324
齒根圓直徑
234
142
70
306
齒寬
32
32
32
32
按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。
齒形系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；查表8-6得：
應(yīng)力修正系數(shù)：查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編中表8-7得：
由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由圖8-8查0得:
由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由表8-8查得：
由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由圖8-8查得：
所以：
故
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。
3.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動(dòng)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(jì)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
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
III 軸
最小軸徑mm
25
30
45
3.5 主軸合理跨距的計(jì)算
由于電動(dòng)機(jī)功率P=3kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應(yīng)為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)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×=341.07N·m
假設(shè)設(shè)該機(jī)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(jì)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×=7908.97N
RB=F×=5272.65×=2636.325N
根據(jù)文獻(xiàn)【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==113.8×10-8m4
η===0.14
查【1】圖3-38得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=120×2.0=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(shí)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(dòng)機(jī)的選擇
1) 選擇電動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)，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(dòng)機(jī)
表3-1 Y100L2-4電動(dòng)機(jī)性能
電機(jī)型號
額定功率/kW
電機(jī)轉(zhuǎn)速/(r/min)
同步轉(zhuǎn)速
滿載轉(zhuǎn)速
Y100L2-4
3
1500
1430
4.2 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6012
II軸：對稱布置深溝球軸承6009
III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7012C
4.3 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× d×D×B =8X36X40X7
III軸選擇鍵規(guī)格：
BXL=14X90
4.4變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇
選用左右擺動(dòng)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××=238.75×N·mm
2)求軸上的作用力
齒輪上的圓周力
= = =2652N·mm
齒輪上的徑向力
=tan= 2652·tan20°=965N·mm
3)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
==140231N·mm
==303120N·mm
5）作轉(zhuǎn)矩圖
=341.07×N·mm=341070 N·mm
6）作當(dāng)量彎矩圖
==368773N·mm
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式
===30.0Mpa<，故軸的強(qiáng)度足夠。
（1）П軸撓度校核
單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻(xiàn)【5】中的公式計(jì)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(diǎn)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(jì)算得：=0.026；=0.084；=0.160；
=0.205；=0.088；=0.025。
合成撓度 =0.238
查文獻(xiàn)【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）П軸扭轉(zhuǎn)角的校核
傳動(dòng)軸在支承點(diǎn)A，B處的傾角可按下式近似計(jì)算：
將上式計(jì)算的結(jié)果代入得：
由文獻(xiàn)【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П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。
由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
第6章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明
6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案
設(shè)計(jì)主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動(dòng)件（傳動(dòng)軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動(dòng)器等）、主軸組件、操縱機(jī)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(jì)與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計(jì)由于時(shí)間的限制，一0般只畫展開圖。
主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計(jì)時(shí)除考慮一般機(jī)械傳動(dòng)的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個(gè)方面的問題。
精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動(dòng)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(jì)時(shí)整個(gè)機(jī)床設(shè)計(jì)的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計(jì)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(dòng)件及選擇結(jié)構(gòu)方案。
2 檢驗(yàn)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時(shí)改正。
3 確定傳動(dòng)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(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗(yàn)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(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)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(gè)平面上。
總布置時(shí)需要考慮制動(dòng)器的位置。制動(dòng)器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動(dòng)器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動(dòng)扭矩太大，是制動(dòng)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(fù)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(dòng)，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動(dòng)。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(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)及部分計(jì)算，到這里基本結(jié)束了，由于筆者水平有限，加之時(shí)間倉促，僅對分級變速主傳動(dòng)系統(tǒng)主要部分進(jìn)行設(shè)計(jì)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(cuò)誤，望老師多提寶貴意見。
經(jīng)過這次課程設(shè)計(jì)，使我對機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)這門課當(dāng)中許多原理公式有了進(jìn)一步的了解，并且對設(shè)計(jì)工作有了更深入的認(rèn)識。在設(shè)計(jì)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(xiàn)
【1】候珍秀.《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》.哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，修訂版；
【2】、于惠力 主編 《機(jī)械設(shè)計(jì)》 科學(xué)出版社 第一版
【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》 機(jī)械工業(yè)出版社
【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機(jī)床》 機(jī)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(jī)械原理》 高等教育出版社 第七版
【7】、于惠力 主編 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》 科學(xué)出版社
致 謝
在設(shè)計(jì)成過程中，感謝很多人的幫助和指點(diǎn)，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(jì)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(jǐn)?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(lì)著我。從課題的選擇到項(xiàng)目的最終完成，老師都始終給予我細(xì)心的指導(dǎo)和不懈的支持，在此，謹(jǐn)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(jì)過程中，也得到了其他老師和同學(xué)的幫助，設(shè)計(jì)任務(wù)一直在很好的氛圍中進(jìn)行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！
再次向設(shè)計(jì)中所有提供過幫助的人表示感謝！