分級變速主傳動系統(tǒng)設（Nmin=40rmin；Nmax=900rmin；Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=2.53.5kW；電機轉速n=710-1420rmin）【含CAD圖紙和說明書】

分級變速主傳動系統(tǒng)設（Nmin=40rmin；Nmax=900rmin；Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=2.53.5kW；電機轉速n=710-1420rmin）【含CAD圖紙和說明書】,含CAD圖紙和說明書,分級,變速,傳動系統(tǒng),nmin,40,rmin,nmax,公比,電動機,功率,kw,電機,機電,轉速,cad,圖紙,以及,說明書,仿單 機械系統(tǒng)設計課程設計說明書 分級變速主傳動系統(tǒng)設計 摘 要 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，簡化結構，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；結構網；結構式；齒輪模數(shù)，傳動比 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 課程設計的目的 1 1.2 課程設計的內容 1 第2章 課程設計相關 2 2.1 課程設計題目 2 2.2 技術要求 2 2.3 前期準備 2 第3章 運動設計 3 3.1 運動參數(shù)及轉速圖的確定 3 3.2 確定結構網、結構式 3 3.3 繪制轉速圖 5 3.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 5 3.5 確定各變速組齒輪傳動副的齒數(shù) 7 3.6 驗算執(zhí)行軸的轉速誤差 8 第4章 動力計算 10 4.1 傳動零件的初步計算 10 4.2 軸徑的設計 11 4.3 齒輪相關計算 12 4.4 本章小結 15 第5章 主要零部件的選擇 16 5.1 電動機的選擇 16 5.2 軸承的選擇 16 5.3 變速操縱機構的選擇 16 5.4 鍵的選擇 16 5.5 三角膠帶傳動的計算和選定 16 第6章 校核 19 6.1 直齒圓柱齒輪的應力驗算 19 6.2 齒輪精度的確定 21 6.3 傳動軸的彎曲剛度驗算 21 6.4 軸承壽命的驗算 23 第7章 結構設計及說明 24 7.1 結構設計的內容、技術要求和方案 24 7.2 展開圖及其布置 24 結束語 24 參考文獻 26 - 26 - 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，進行選擇和改進；結合結構設計，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 課程設計的內容 《機械系統(tǒng)設計》課程設計內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，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。 1.2.2 編制技術文件 （1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。 （2）編制設計計算說明書。 第2章 課程設計相關 2.1 課程設計題目 根據(jù)我們組的知識水平和實際情況，通過和老師的協(xié)調與協(xié)調，我們組選擇的課題如下： 題目12：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 主要技術參數(shù)： =40r/min；=900r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=2.5/3.5kW；=710/1420r/min。 2.2 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。 （3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。 2.3 前期準備 我們小組在獲得課程設計的題目之后，第一時間明確了設計任務，并仔細閱讀《機械系統(tǒng)設計》課程設計提綱，了解課程設計的目的、內容、技術要求和設計步驟。然后在王老師的指導下，擬訂工作進度計劃；查閱必要的圖書、雜志、手冊、產品圖紙、同類型機械系統(tǒng)（或機床）說明書和其它有關設計參考資料；熟悉專業(yè)標準，便于設計時采用。 同時我特別對機械系統(tǒng)（或機床）的用途、特點，主要參數(shù)、傳動結構、操縱機構、零部件的功用及結構進行分析研究，力求做到理解、消化并進而能有所改進。 第3章 運動設計 3.1 運動參數(shù)及轉速圖的確定 3.1.1 轉速范圍 轉速范圍又稱變速范圍，是指最高轉速與最低轉速的比值，即公式（3-1）： （3-1） 本題中=900r/min，=40r/min,計算得=22.5。 3.1.2 轉速數(shù)列 對于分級變速傳動系統(tǒng)，應輸出一系列的轉速值，以滿足機械系統(tǒng)的不同工作要求。本系統(tǒng)要求8級變速，且轉速范圍由兩個轉速、功率不盡相同的電動機實現(xiàn)。查《機械系統(tǒng)設計》[1]表2-9標準數(shù)列表，首先找到40r/min、然后每隔5個數(shù)取一個值（1.41=1.066），得出主軸的轉速數(shù)列為56r/min、80r/min、112r/min、160r/min、224r/min、315 r/min，450r/min，630 r/min，900r/min。 3.2 確定結構網、結構式 在設計傳動系統(tǒng)時，為了便于分析和比較不同的傳動方案，常利用結構網和結構式。 結構網可看成一個簡化的轉速圖，只表示各傳動組內傳動比的相對關系，而不表示轉速值的大小和各傳動副的傳動比值。根據(jù)“前密后疏”、“升2降4”、“前慢后快”等原則，確定了如圖3.1所示的結構網。 圖3.1 機械系統(tǒng)結構網 結構網的表達比較直觀，易于理解，但繪制比較麻煩。因此可以用簡單的結構式帶替代結構網，結構式的一般書寫形式為 （3-2） 式中，Z為傳動系統(tǒng)的轉速級數(shù)；為傳動組a,b和c的傳動副數(shù)；為傳動組a,b和c的級比指數(shù)。 對于機構式，由于，因兩軸間變速組的傳動副數(shù)多采用2或3，在設計簡單變速系統(tǒng)時，變速級數(shù)應選為Z=3m2n的形式，式中m、n為正整數(shù)。在本題中，級數(shù)為8，分析后可分解為 Z=21×22×24 現(xiàn)在我們檢驗變速范圍最大的第二擴大組，其變速范圍即 (3-3) 式中，xi為傳動組的級比指數(shù)；pi為傳動組的傳動副數(shù)。 計算得，滿足變速范圍的要求。 3.3 繪制轉速圖 （1）選定電動機：由于該機械系統(tǒng)無特殊性能要求，因此采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機，系列電動機高效、節(jié)能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。根據(jù)題目要求，選擇的電動機功率P=2.5/3.5kW，電機轉速=710/1420r/min。 （2）分配總降速傳動比：總降速傳動比為un = nd / nmin，式中nmin為主軸最低轉速。由于該傳動系統(tǒng)主軸轉速不是標準序列，考慮需要增加定比轉動副，以使轉速數(shù)列符合標準或有利于減少齒數(shù)和徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。然后，將總降速傳動比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯(lián)的變速組中的最小傳動比。 （3）確定傳動軸的軸數(shù)：傳動軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動組數(shù)+1，該系統(tǒng)有3個變速組，1個定比傳動組，因此傳動軸數(shù)為5。 （4）先按傳動軸數(shù)及執(zhí)行軸（或主軸）轉速級數(shù)格距畫出網格，用以繪制轉速圖。在繪制轉速圖中，應先分配從電動機轉速到執(zhí)行軸（或主軸）最低轉速的總降速比，在串聯(lián)的兩軸之間畫。再按結構網（或結構式）的級比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動比射線，從而確定了各傳動副的傳動比。 根據(jù)上述分析，作出轉速圖3.2。 3.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 因為各零件的參數(shù)尚未確定，因此一般應根據(jù)轉速圖，先按各傳動副的傳動比擬訂出主傳動系統(tǒng)的草圖，再修改草圖成為正式的傳動系統(tǒng)圖。傳動系統(tǒng)圖應根據(jù)國家標準《機械制圖》中的機構運動簡圖符號（GB4460-84）進行繪制，按傳動順序畫出由電動機經各傳動軸至執(zhí)行軸（或主軸）的傳動系統(tǒng)。 傳動軸上的齒輪軸向位置大致與展開圖相對應，畫出軸承符號，標上軸號、齒輪的齒數(shù)及模數(shù)、皮帶輪直徑、電動機的型號、功率和轉速等。傳動系統(tǒng)圖如圖3.3所示。 圖3.2 機械系統(tǒng)轉速圖 圖3.3 機械傳動系統(tǒng)圖 3.5 確定各變速組齒輪傳動副的齒數(shù) 對于各變速組齒輪傳動副的齒數(shù)，我們可采用計算法或查表法（參見教材表3-1）確定各傳動副齒輪的齒數(shù)。針對本題的具體情況，我們采用查表法進行分析。 初步確定齒輪傳動副的最小齒數(shù)和，我們可以根據(jù)式（3-4）確定。 （3-4） 式中 —同一變速組中的最小傳動比； —同一變速組中最小齒輪齒數(shù)。 則變速組Ⅰ-Ⅱ，=30，=0.71，。同理變速組Ⅱ-Ⅲ，Ⅲ-Ⅳ檢驗均合格。 為了縮小徑向尺寸及降低齒輪的線速度，應小些。 （1）受齒輪最小齒數(shù)的限制，在主傳動系統(tǒng)中一般取≥18-20齒，以避免產生根切現(xiàn)象。 （2）套裝在軸上的小齒輪還應考慮齒根圓到其輪轂鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚（或不小于2m，m為齒輪模數(shù)），以防止輪轂斷裂，則其最小齒數(shù)應為 ≥1.03+5.6 (3-5) 式中 D—齒輪花鍵孔的外徑（mm）,單鍵槽的取其孔中心至鍵槽槽底尺寸的兩倍； m—齒輪模數(shù)（mm）。 （3）還受最小傳動比和允許的最大齒數(shù)和的約束，主傳動系統(tǒng)的最小極限傳動比取≥。一般在機械系統(tǒng)中取=70-100齒，取=120齒。 （4）選取時，不要使兩軸中心距過小，否則可能導致兩軸軸承過近，甚至發(fā)生軸承安裝干涉。在多軸變速系統(tǒng)中，還可能使相鄰變速組的齒頂圓與軸相碰，應按（2）檢查，式中D為相應的,即前后兩軸齒頂圓外徑。 3.6 驗算執(zhí)行軸的轉速誤差 實際傳動比所造成的執(zhí)行軸（或主軸）轉速誤差，一般不應超過，即 ≤10（）% （3-6） 下面對一個具體的轉速進行分析，=40r/min時，實際轉速。 根據(jù)公式（3-6），誤差值為3.5%<4.1%,因此滿足題目的設計要求，不需要重新設計齒輪齒數(shù)。 同理，根據(jù)計算得出其他各組的數(shù)據(jù)如下表3.1，需要注意的是，為了減少數(shù)據(jù)的必然性，提高計算數(shù)據(jù)的準確性，由于中間8級轉速重復，故前五組轉速使用1420r/min的額定轉速，后五組使用710r/min的額定轉速進行計算。 表3.1 轉速誤差分析表 900 630 450 315 224 911.2 650.9 463.9 325.4 227.8 誤差（%） 1.2 3.3 3.1 3.3 1.7 160 112 80 56 40 165.7 113.9 81.4 57.9 41.4 誤差（%） 3.6 1.7 1.8 3.4 3.5 第4章 動力計算 初步計算是為了大致確定各傳動零件的主要尺寸（如傳動軸的直徑和齒輪的模數(shù)等），以便繪制傳動系統(tǒng)變速箱的軸系展開草圖。在繪制草圖布置各零件的過程中，同時應考慮零件結構的工藝性，進一步確定各零件的其他結構參數(shù)，一些數(shù)據(jù)要按有關標準選取。由于結構的某些參數(shù)未定以及方案可能修改，所以應按簡化公式進行初步計算以加快計算速度。 零件在計算時，首先需要知道其計算轉速值nj（即參與傳遞全功率的最低轉速，或傳遞全扭矩的最高轉速）。各零件的計算轉速可根據(jù)已確定的轉速圖，可按執(zhí)行軸的計算轉速、傳動齒輪的計算轉速和傳動軸的計算轉速分別進行確定（參見教材第3章3.2.5）。 4.1 傳動零件的初步計算 4.1.1 主軸的計算轉速 由《機械系統(tǒng)設計》表3-2中的公式 (4-1) 計算得=70.9r/min，取=71r/min。 4.1.2 傳動軸的計算轉速 軸Ⅲ在最低轉速160r/min時，經過傳動組50:50的傳動副，得到主軸轉速160r/min。這個轉速高于主軸的計算轉速,在恒功率區(qū)間內，因此軸Ⅲ的最低轉速為該軸的計算轉速，即計算轉速有很重要的作用。根據(jù)該方法，現(xiàn)確定各個軸計算轉速如下表4.1所示。 表4.1 各軸的計算轉速 軸號 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 計算轉速（r/min） 630 450 160 71 4.1.3 確定傳動齒輪的計算轉速 由機械設計知識可知，一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因此只需求取危險小齒輪的計算轉速。 在傳動組Ⅲ-Ⅳ軸中，齒數(shù)低，需要驗算。其對應的轉速較低的幾個值為160r/min，224r/min，315r/min，與其嚙合的對應的轉速為 40r/min，56r/min，80r/min。80r/min高于計算轉速，故=315r/min。 同理，確定其余危險小齒輪計算轉速于表4.2。 表4.2 傳動齒輪的計算轉速 齒輪代號 計算轉速（r/min） 630 450 450 315 4.2 軸徑的設計 4.2.1 計算各傳動軸的輸出功率 在現(xiàn)實情況中，軸的輸出功率會不斷的發(fā)生損耗，因此計算實際功率時，要考慮效率的影響。 4.2.2 軸徑設計 現(xiàn)在要對軸徑進行設計，軸徑的計算公式即 d=91 (4-2) 式中 d —傳動軸的直徑（mm）； P —該軸傳遞的額定扭矩（MPa）； N —該軸傳遞的功率（kW）； —該軸的計算轉速（r/min）； [] —該軸每米長度允許的扭轉角（deg/m），一般傳動軸取[]=0.5o~1 o。 針對具體的條件，我們取[]=0.9,得軸Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的直徑分別為24.9mm、31.99mm、38.74mm，圓整后并根據(jù)最簡原則，直徑最終值為25mm、32mm、40mm。 根據(jù)課本4.3.6小節(jié)，執(zhí)行軸的設計要首先確定其前軸徑直徑，這里我們選d1=60mm，后軸徑d2可按d2=（0.7~0.9）d1確定，取d2=50mm。設計時，應盡量使執(zhí)行軸的截面變化量小，即執(zhí)行軸的外徑尺寸在滿足要求的條件下變化要小。 4.3 齒輪相關計算 4.3.1 齒輪模數(shù)的確定 一般在同一變速組中的齒輪取相同模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算 （4-3） 式中 mj—按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)； —驅動電動機功率（kW）； —被計算齒輪的計算轉速（r/min）； u—大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)比，外嚙合取“+”，內嚙合取“-”； —小齒輪的齒數(shù)（齒）； —齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），； ——材料的許用接觸應力（），為了節(jié)約合金鋼材，對大多數(shù)鋼質傳動零件均可采用優(yōu)質中碳鋼（常用45或50鋼）進行適當?shù)臒崽幚恚ㄕ?，調質或表面淬火等）,故本題選擇45號鋼整體淬火，查表后得=380MPa。 計算得基本組、第一擴大組、第二擴大組的模數(shù)分別為2.09，2.26，2.31，因此由于同一變速組內的齒輪取同一模數(shù)，所以根據(jù)情況都取一樣的模數(shù)mj=2。 4.3.2 齒輪參數(shù)的確定 現(xiàn)將直齒輪參數(shù)的計算公式羅列如下（單位mm）： 分度圓直徑 (4-4) 齒頂圓直徑 (4-5) 齒根圓直徑 (4-6) 齒寬 (4-7) 在本例中，。 由已選定的齒數(shù)和計算確定的模數(shù)，將各個齒輪的參數(shù)計算如表4.3、表4.4、表4.5所示。 表4.3 基本組各齒輪參數(shù) 齒輪代號 齒數(shù) 36 36 30 42 分度圓直徑（mm） 72 72 60 84 齒頂圓直徑(mm) 76 76 64 88 齒根圓直徑(mm) 67 67 55 79 齒寬(mm) 16 16 16 16 表4.4 第一擴大組各齒輪參數(shù) 齒輪代號 齒數(shù) 36 51 23 64 分度圓直徑（mm） 72 102 46 128 齒頂圓直徑(mm) 76 106 50 132 齒根圓直徑(mm) 67 97 41 123 齒寬(mm) 16 16 16 16 表4.5 第二擴大組各齒輪參數(shù) 齒輪代號 齒數(shù) 20 80 50 50 分度圓直徑（mm） 40 160 100 100 齒頂圓直徑(mm) 44 164 104 104 齒根圓直徑(mm) 35 155 95 95 齒寬(mm) 16 16 16 16 第5章 主要零部件的選擇 5.1 電動機的選擇 轉速n＝1430r/min，功率P＝3kW 選用Y系列三相異步電動機 5.2 軸承的選擇 Ⅳ軸承載的載荷較大，因此可以選擇單列圓錐滾子軸承33000。Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸承載的載荷較小，因此可以選擇深溝球軸承，根據(jù)《機械制圖》，代號分別為6005、6006、6008，各安裝兩個。 5.3 變速操縱機構的選擇 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。 5.4 鍵的選擇 通過《機械設計》課本，我們得知鍵的選擇要根據(jù)軸的直徑來確定。其中，Ⅱ軸為花鍵連接，其余各軸均有平鍵，Ⅰ、Ⅲ、Ⅳ軸的平鍵尺寸分別為：8×7×50mm, 12×8×50mm,18×11×60mm。 5.5 三角膠帶傳動的計算和選定 計算應按已知條件：傳遞的功率、（主、被動）帶輪的轉速和工作情況確定帶輪直徑、中心距、膠帶型號、長度和根數(shù)及作用在支承軸上的徑向力。其計算公式與步驟參見《機械設計手冊》或有關教材進行計算。 5.5.1 確定計算功率 該系統(tǒng)的輸出功率P=2.5/3.5kW,現(xiàn)按最大的情況計算P=3.5kW,為工作情況系數(shù)，查《機械設計》表8-8后得知 =1.1, 5.5.2 選擇V帶的型號 根據(jù)計算功率和小帶輪轉速,從《機械設計》圖8-11選取普通V帶的類型。這里我們選A型V帶dd=100mm。 5.5.3 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 小帶輪的基準直徑要不小于帶輪的基準直徑，故得dd1=106mm。帶速的計算公式為 （5-1） 求得v=7.88≤25m/s 大帶輪的基準直徑dd2=i dd1= 106=116.6mm,圓整為118mm。 5.5.4 確定中心距a，選擇V帶的基準長度Ld 中心距的計算公式為 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) （5-2） 取a0=330mm 帶的計算基準長度計算公式為 a0+（dd1+dd2）+ （5-3） 計算后，查表8-9，取=1100mm 計算實際中心距計算公式為 a= a0+ （5-4） 計算得a=355.5mm。需要注意的是中心距受現(xiàn)實環(huán)境的影響，還要有一定的變動范圍。 現(xiàn)在來驗算小帶輪的包角，由于其包角小于大帶輪的包角，臨界摩擦力大于大帶輪上的臨界摩擦力，因此打滑通常發(fā)生在小帶輪上，計算公式為 =≥ （5-5） 5.5.5 確定帶的根數(shù) 為了使各根V帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般應少于10根。否則，應選擇橫截面積較大的帶型，以減少帶的根數(shù)。 帶的根數(shù)計算公式為 （5-6） 式中 —當傳動比不等于1時，單根V帶額定功率的增量 —單根V帶基本額定功率 —當包角不等于180度時的修正系數(shù) —當帶長不等于試驗規(guī)定的特定帶長時的修正系數(shù) 查《機械設計》表8-2、8-4、8-5，得=0.06，=0.99，=0.91 求得Z=2.96，最終取帶的個數(shù)為3根。 5.5.6 確定帶的初拉力 確定初拉力時，既要發(fā)揮帶的傳動能力，又要保證帶的壽命。單根V帶的初拉力可由下式確定： （5-7） 式中 q—傳送帶單位長度的質量，kg/m 查《機械設計》表8-3得q=0.105 kg/m。 計算得=129.6N 第6章 校核 6.1 直齒圓柱齒輪的應力驗算 （1）一軸到二軸的小齒輪可知為齒數(shù)為30 彎曲應力驗算公式為 （6-1） 其中 K=KAKvKaKb=1×1.1×1.0×1.045=1.1495 36.08 N×m YFa=2.52，Ysa=1.625，Ψd=0.3 =0.69 代入（6-1）求得=60.1MPa≤120MPa 接觸應力驗算公式為 （6-2） 其中 K=1.1495 ，T1=36.08N·m u=1.41，b=16mm ，d1=60mm ZH=2.5 ，ZE=189.8 ，Ze= 代入（6-2）求得 （2）二軸到三軸的小齒輪可知齒數(shù)為23 彎曲應力驗算公式同公式（6-1） 經計算查表 K=1.155，T=48.6N·m YFa=2.69，Ysa=1.575，Ψd=0.4 =0.69 代入數(shù)據(jù)求得 接觸應力驗算公式為 經計算查表 K=1.1495，T2=48.6N·m，u=1.41 b=16mm，d1=46mm，ZH=2.5 ZE=189.8,Ze= 代入數(shù)據(jù)求得 （3）三軸到四軸的小齒輪齒數(shù)為20 彎曲應力驗算公式為 經計算查表 K=1.1067，T3=131N·m YFa =2.8，Ysa =1.55，Ψd=0.4 =0.69 代入數(shù)據(jù)求得 接觸應力驗算公式為 經計算查表 K=1.1067，T3=46.7N·m u=1.41，b=16mm,d1=40mm ZH=2.5,ZE=189.8,Ze= 求得 6.2 齒輪精度的確定 齒輪精度等級的選擇應根據(jù)它的用途、圓周速度、載荷狀況和對振動、噪聲、使用壽命等方面的要求確定。對于漸開線圓柱齒輪的精度等級應按GB10095-88和GB11365-89新標準選定，齒輪副最小側隙采用基中心距制，中心距極限偏差按7級精度確定。 6.3 傳動軸的彎曲剛度驗算 (1)傳動軸上的彎曲載荷 齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動力Qa和輸出扭矩的齒輪驅動阻力Qb的作用而產生彎曲變形。當齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角α=20°，齒面摩擦角β≈5.72°，則 （6-3） 式中 N——該齒輪傳遞的全功率（kW）； m ——該齒輪的模數(shù)（mm）； z ——該齒輪的齒數(shù)（齒）； n ——該傳動軸的計算工況轉速（r/min），n=naj≥nbj或n=nbj≥naj ，其中naj（或nbj）為該軸輸入扭矩齒輪的計算轉速。 根據(jù)前幾章的分析，分析該系統(tǒng)的實際情況，確定傳動軸Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的計算轉速n分別為630、450、160r/min，各軸的彎曲載荷Qa分別為2944.4N、3584.5N、1159.4N。 (2)傳動軸的剛度驗算 等直徑軸的撓度y和轉角θ的計算公式見表3。對于階梯軸，如軸的各段直徑相差不大，可按平均（或當量）直徑計算。傳動軸彎曲剛度的允許值見表4。如驗算出的軸的彎曲剛度不合格，則應加粗軸的直徑或縮短軸的長度。 表6.1 簡單載荷下簡支梁的變形 簡圖 傾角? 撓度y 表6.2 軸剛度的允許值 許用撓度 [y] / mm 許用轉角 [θ] / rad 一般傳動軸(0.0003~0.0005)l 裝齒輪處0.001 剛度要求較高的軸0.0002l 裝滑動軸承處0.001 安裝齒輪的軸(0.01~0.03)m 裝向心球軸承處0.0025 安裝蝸輪的軸(0.02~0.05)m 裝向心球面球軸承處0.005 注：l ——跨距（mm）； m ——模數(shù)（mm）。 裝單列短圓柱滾子軸承處0.001 裝單列圓錐滾子軸承處0.0006 現(xiàn)驗算傳動軸Ⅰ的剛度變形情況，傳動軸Ⅰ的受力情況如表6.1簡圖2所示，其中x=62mm,l=172mm,c=100mm，彈性模量值210GPa,計算得O,A,B,C處傾角為0.0008、0.0007、0.0022、0.0018,均未超過軸剛度的允許值。 齒輪的模數(shù)m=2,跨距l(xiāng)=272mm。帶入公式后，計算得撓度為0.0405mm,較軸剛度許用撓度值小，因此檢驗合格。 其余傳動軸均按此方法進行驗算，此處不再贅述。 6.4 軸承壽命的驗算 一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞壽命驗算。其額定壽命Lh的計算公式為 式中 L10h——軸承的基本額定壽命（h）； Cj——計算動負荷（N）； T——工作期限（h）； n——軸承的轉速（r/min）； C或[C]——滾動軸承的基本額定動負荷（N）； f t——溫度系數(shù)，低于100°C時，f t=1； e——壽命指數(shù)，對球軸承取e=3，對滾子軸承取e=10/3； P——軸承的當量動載荷（N）。 計算得深溝球軸承6005工作壽命為12210.5h,大于表13-3推薦的軸承預期計算壽命（每日8h工作的機械，12000h）。 第7章 結構設計及說明 7.1 結構設計的內容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（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、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。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，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經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：布置傳動件及選擇結構方案；檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正；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)。 7.2 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。 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，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。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構。 總布置時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。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，使制動尺寸增大。 結束語 分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于我們水平有限，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，有許多地方處理仍舊不夠妥當，因為沒有接觸過實際生產，所以可能有的地方存在錯誤，希望老師多提寶貴意見，批評指正。 這次設計使我收益不小，為我今后的學習和工作打下了堅實和良好的基礎。但是，查閱資料尤其是在查閱機械設計手冊時，數(shù)據(jù)存在大量的重復和重疊，由于經驗不足，在選取數(shù)據(jù)上存在一些問題，不過我的指導老師每次都很有耐心地幫我提出寶貴的意見，在我遇到難題時給我指明了方向，最終我很順利的完成了課程設計。 經過這次課程設計，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，對于他們在實際中的應用有了更深的體會，對于機械類的書籍，軟件的使用能力得到了提升，并且對設計工作有了更深入的認識，在同學們一起進行設計任務的過程中，不僅增進了友誼，而且對于課程設計的課題有了更深的理解。在設計過程中，得到王仲文老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝。 參考文獻 [1] 段鐵群. 機械系統(tǒng)設計[M]. 科學出版社，2010年. 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