10級分級變速主傳動系統(tǒng)設計【N=80~630；Z=10；公比為1.26；P=2.5~3.5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710~1420含5張】
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I分級變速主傳動系統(tǒng)設計摘 要設計機床的主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。分級變速是指傳動鏈執(zhí)行件的輸出速度（或轉(zhuǎn)速）在一定的范圍內(nèi)分級變化，即在變速范圍內(nèi)輸出一組速度值。本設計中分級變速傳動系統(tǒng)采用滑移齒輪實現(xiàn)傳動變速。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，通過查詢有關工程手冊，確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(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)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，齒輪模數(shù)，傳動比II目 錄摘 要 ...................................................................................................................I第 1 章 緒論 ........................................................................................................11.1 課程設計的目的 ...................................................................................11.2 課程設計的內(nèi)容 ....................................................................................11.2.1 理論分析與設計計算 ................................................................11.2.2 圖樣技術設計 ............................................................................11.2.3 編制技術文件 .............................................................................11.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 .......................................21.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù) .................................................21.3.2 技術要求 .....................................................................................2第 2 章 運動設計 ................................................................................................32.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 ....................................................................32.1.1 轉(zhuǎn)速范圍 ....................................................................................32.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列 ....................................................................................32.1.3 確定結(jié)構(gòu)式 .................................................................................32.1.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) .................................................................................32.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 .........................................................42.2 確定各變速組齒輪傳動副齒數(shù) ...........................................................52.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ...............................................................................6第 3 章 動力計算 ................................................................................................83.1 帶傳動設計 ...........................................................................................83.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 .................................................................................123.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 .........................................................................133.4 傳動軸最小軸徑的初定 .....................................................................163.5 主軸合理跨距的計算 .........................................................................17第 4 章 主要零部件的選擇 ..............................................................................194.1 電動機的選擇 ......................................................................................194.2 軸承的選擇 .........................................................................................194.3 鍵的規(guī)格 .............................................................................................194.4 變速操縱機構(gòu)的選擇 ..........................................................................19第 5 章 校核 ......................................................................................................205.1 剛度校核 .............................................................................................205.2 軸承壽命校核 .....................................................................................22第 6 章 結(jié)構(gòu)設計及說明 ..................................................................................24III6.1 結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容、技術要求和方案 .................................................246.2 展開圖及其布置 .................................................................................24結(jié) 論 ..................................................................................................................25參考文獻 ............................................................................................................26致 謝 ................................................................................................................271第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的《機械系統(tǒng)設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，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)設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。21.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求1.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù)題目 11：分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術參數(shù)：Nmin=80r/min；N max=630r/min；Z=10 級；公比為 1.26；電動機功率 P=2.5/3.5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min1.3.2 技術要求（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。3第 2 章 運動設計2.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定2.1.1 轉(zhuǎn)速范圍Rn= = =7.875minaxN80632.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列查[1]表 2.12，首先找到 80r/min、然后每隔 3 個數(shù)取一個值（1.26=1.06 4） ，得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為 80r/min、100 r/min、125 r/min、 160 r/min、200r/min 、250r/min、315r/min 、400 r/min、500 r/min、 630 r/min 共 10 級。2.1.3 確定結(jié)構(gòu)式對于 Z=10 可以按照 Z=12，實現(xiàn) 12 級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合：12＝3×4 12＝4×312＝3×2×2 12＝2×3×2 12＝2×2×312=2×3×2。在上列兩行方案中，第一行的方案有時可以節(jié)省一根傳動軸，缺點是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如用一個四聯(lián)滑移齒輪，則會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，操縱機構(gòu)必須互鎖以防止兩個雙聯(lián)滑移齒輪同時嚙合，所以少用。根據(jù)傳動副數(shù)目分配應“前多后少”的原則，方案 12＝3×2×2 是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應選用方案 12＝2×3×2。2.1.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)12=2×3×2 的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下 6 種形式：A、12=2 1×32×26 B、12=2 1×34×22 C、12 =2 3×31×26 4D、12=2 6×31×23 E、12=2 2×34×21 F、12=2 6×32×21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 Z=12=23×31×26 其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。已知該題設選用電機為二級調(diào)速電機，其分攤了 0-1 級的 2 個級別的變速。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)速圖如圖 2-2（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(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:S zmin>(Zmax+2+D/m)5圖 2-2 轉(zhuǎn)速圖2.2 確定各變速組齒輪傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20?6圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（3）齒輪齒數(shù)的確定。據(jù)設計要求 Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由圖 2-3，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-1。表 2-1 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組傳動比 1:1.58 1:2 1:2.52 1.26：1 1：2代號 Z1Z 'Z 2Z'Z3Z 'Z4Z 'Z5Z '齒數(shù) 29 46 25 50 21 54 67 53 40 802.3 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，一般不應超過±10( -1)％,即?7〈10( -1)％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ??選一種情況計算對 Nmax=630r/min，實際轉(zhuǎn)速Nmax=1420× × × =641.11r/min 1082946537則有= =1.76％〈2.6％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?6301.4?對 Nmin=80r/min，實際轉(zhuǎn)速 Nmin=710× × × =79.61r/min 8254則有= =0.48％〈2.6％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?061.79?因此滿足要求。同理，根據(jù)計算得出其他各組的數(shù)據(jù)如表 2-2：表 2-2 各級轉(zhuǎn)速誤差n 630 500 400 315 250 200 160 125 100 80n`641.11513 408 322 258 205 162 129 103 79.61誤差2.36% 2.59% 2.01% 2.36% 2.22％2.56%1.27% 2.22%2.56% 0.48％轉(zhuǎn)速誤差都小于 2.6％，因此不需要修改齒數(shù)。8第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=2.5/3.5kw,轉(zhuǎn)速 n1=710/1420r/min,n2=400/800r/min1.計算設計功率 Pd edAdPK?表 3-1 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（ ） ；離心式壓縮7.5kW?機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；7.5k?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1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.69磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械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1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.82．選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1。圖 3-1 V 帶帶輪選型圖根據(jù)算出的 Pd＝3.85kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1＝1420r/min ，查圖得：d d=80～100 mm 可知應選取 A 型 V 帶。3.確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1= 100mm> ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）10表 3-2 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=1.75,=10.75.m8d di??所 以 由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =180mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性218.4()(%)di????誤 ?滑動率）誤差 ，符合要求1.840%02.5i????誤 ＜② 帶速 1v=7.4/66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊л嗊x 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。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。8．計算壓軸力由《機械設計》P 303表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝140.62N，上面已得到 =168.63o，z=3，則1a168.32sin=340.2sinN=9.6ooFz???3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速jmin)13/(??znj=137.18r/min，取160 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 Ⅱ軸共有 6 級轉(zhuǎn)速：200r/min、250 r/min、315 r/min、400r/min、500r/min、630r/min。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，1'則全部傳遞全功率；若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，全部傳遞全功率，其2'中 200r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡj=200 r/min；Ⅰ 軸有 2 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速 nⅠj=315 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-5。表 3-5 各軸計算轉(zhuǎn)速軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 800 315 16013（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 315-1000r/min'5共 6 級轉(zhuǎn)速，它們都傳遞全功率，故 Z j=315 r/min。'齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 200-630 r/min 共 6 級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副5Z / Z 傳動主軸，則全部傳遞全功率，故 Z j=200r/min。依次可以得出5' 5其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表 3-6。表 3-6 齒輪副計算轉(zhuǎn)速單位：（r·min） 1?序號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'n j800 800 315 315 160 1603.3 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)，321][)(jjmnuzP???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 ） ；dN——被計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min） ；j——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+” ，內(nèi)嚙合取“-” ；u——小齒輪的齒數(shù)（齒） ；1z——齒寬系數(shù)， （B 為齒寬，m 為模數(shù)） ，m???； =8 4~0?——材料的許用接觸應力（ ） 。取 =650 Mpaj????? MPa??j?（2）基本組的齒輪參數(shù)計算I—II 軸： mrnuZj 6.231560358.)1(16min/;; 22j ??????14結(jié)合齒輪的模數(shù)標準，取標準值 m=3（3）擴大組的齒輪參數(shù)計算II—III 軸： mrnuZj 6.20632405.)1(168min/;;3j ???????取整后模數(shù)為：I—II 軸：3mm；II—III 軸：3mm。如表 3-7 所示。表 3-7 模數(shù)（2）基本組齒輪計算。表 3-8 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬Z121 63 69 55.5 24Z '54 162 168 154.5 24Z229 87 93 79.5 24Z '46 138 144 130.5 24Z325 75 81 67.5 24Z '50 150 156 142.5 24按基本組最小齒輪計算。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。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為組號 基本組 擴大組模數(shù) mm 3 315??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswaYnz)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=3.5kW;-----計算轉(zhuǎn)速（ r/min） . =630（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（ mm）, m=3（mm）;B----齒寬（mm）;B=24（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=27;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù)；sK= TnNq----工作期限系數(shù)；mTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（ r/min）1n----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0 0C710C612?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 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13 3-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查 【5】2 上， =11K1KY------齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j??j16=78 Mpaw????w（3）擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 3-9表 3-9 齒輪幾何尺寸齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 67 53 40 80分度圓直徑 201 159 120 240齒頂圓直徑 207 165 126 246齒根圓直徑 193.5 151.5 112.5 332.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。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)基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpaww3.4 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：17d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4jN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N---該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， = 。??????01各軸最小軸徑如表 3-10。表 3-10 最小軸徑3.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=2.5/3.5kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應為60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=（0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設計方案，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× =341.07N·mnP3.580假設設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） F c= =4716N09.7341軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 III 軸最小軸徑 mm 35 40 4518背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401RB=F× =5272.65× =2636.325N根據(jù)文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos度：K A= 1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為：I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距al0=120×2.0=240mm0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l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。19第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 電動機的選擇轉(zhuǎn)速n＝710/1420r/min，功率P＝2.5/3.5kW選用Y系列三相異步雙速電動機 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：NXdXDXB =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。20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·mm60nP6103.543102)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2652N·mmtF2dT34.7180?齒輪上的徑向力= tan = 2652·tan20°=965N·mmrt?3)確定軸的跨距=255， =130， =801?23?（2）軸的受力分析1）作軸的空間受力簡圖如圖 5-1軸的空間受力簡圖 5-1AHDVCB2）作水平受力簡圖和彎矩圖=292N， =5549NAHFBH=74460N， =-303120N 1M23）作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N， =913NAVBV21=118830N 3M軸的載荷分析圖 5-24）作合成彎矩圖= =140231N·mmIM2213?= =303120N·mmI `5）作轉(zhuǎn)矩圖=341.07× N·mm=341070 N·mmT306）作當量彎矩圖= =368773N·mme 22(.6)IT?由《機械設計》教材表 7.5 查得，對于 45 鋼， =600Mpa, b?=55Mpa,由公式1w??????= = =30.0Mpa< ，故軸的強度足夠。eB30.deM387.(0)?1w?????П 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：:22??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----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；iaiN-----軸傳遞的全功率； ??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(????---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；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238?cos511aahY???查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L??y即 =0.268。??y因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。П 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：BA?,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得：B052.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。.??A?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=XF r+YFaX=1，Y=0。對Ⅱ軸受力分析23Ⅱ軸受力分析圖 5-3得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L 10h]=15000hL10h= × = × =n1670?)PC(180673)28.10(?h≥[L 10h]=15000h3.)4954??軸承壽命滿足要求。24第 6 章 結(jié)構(gòu)設計及說明6.1 結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結(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)設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一 0 般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，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，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結(jié)構(gòu)設計時整個機床設計的重點，由于結(jié)構(gòu)復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。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25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)設計的結(jié)構(gòu)及部分計算，到這里基本結(jié)束了，由于水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。經(jīng)過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝。26參考文獻[1] 候珍秀.《 機械系統(tǒng)設計》.哈爾濱工業(yè)大學出版社，修訂版；[2] 于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版[3] 戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 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[5] 趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 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 《機械設計課程設計》 科學出版社 27致 謝在課程設計過程中，感謝很多同學的幫助和指點，感謝院系各位老師多年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。本次設計是在王仲文老師親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到設計的最終完成，并對我們設計過程遇到的問題進行了解決，讓我們得以順利完成，在設計過程中也學到了很多知識，受益匪淺。過而能改，善莫大焉。在課程設計過程中，我們不斷發(fā)現(xiàn)錯誤，不斷改正，不斷領悟，不斷獲取。最終的檢測調(diào)試環(huán)節(jié)，本身就是在踐行“過而能改，善莫大焉”的知行觀。這次課程設計終于順利完成了，在設計中遇到了很多問題，最后在老師的指導下，終于游逆而解。在今后社會的發(fā)展和學習實踐過程中，一定要不懈努力，不能遇到問題就想到要退縮，一定要不厭其煩的發(fā)現(xiàn)問題所在，然后一一進行解決，只有這樣，才能成功的做成想做的事，才能在今后的道路上劈荊斬棘，而不是知難而退，那樣永遠不可能收獲成功，收獲喜悅，也永遠不可能得到社會及他人對你的認可！課程設計誠然是一門專業(yè)課，給我很多專業(yè)知識以及專業(yè)技能上的提升，同時又是一門講道課，一門辯思課，給了我許多道，給了我很多思，給了我莫大的空間。同時，設計讓我感觸很深。使我對抽象的理論有了具體的認識。我認為，在這學期的實驗中，不僅培養(yǎng)了獨立思考、動手操作的能力，在各種其它能力上也都有了提高。更重要的是，在實驗課上，我們學會了很多學習的方法。而這是日后最實用的，真的是受益匪淺。要面對社會的挑戰(zhàn)，只有不斷的學習、實踐，再學習、再實踐。這對于我們的將來也有很大的幫助。以后，不管有多苦，我想我們都能變苦為樂，找尋有趣的事情，發(fā)現(xiàn)其中珍貴的事情。就像中國提倡的艱苦奮斗一樣，我們都可以在實驗結(jié)束之后變的更加成熟，會面對需要面對的事情。此外，在這次課程設計過程中，也得到了其他老師和同學的幫助，設計任務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！