分级变速主传动系统设计

机械系统设计课程设计计算书-=560r/min3、确定各传动轴的计算转速。由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速。可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即=100r/min，=100r/min各计算转速入表3-1。表3-1各轴计算转速轴号Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴IV轴计算转速r/min560280100100确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上转速，其中只有100r/min传递全功率，故Zj=100r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。表3-2齿轮副计算转速序号Z1Z2Z3Z4Z5Z6n5602801002001001003.3齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率3、轴径设计及键的选取轴一：，取带入公式：有，,圆整取选花键：轴二：，取带入公式：有，,圆整取选花键：轴三：，取带入公式：有，,圆整取选花键：主轴：选择主轴前端直径，后端直径取，则平均直径。对于普通车床，主轴内孔直径,故本例之中，主轴内孔直径取为支承形式选择两支撑，初取悬伸量，支撑跨距。选择平键连接，因为ф=0.50~~1.0所以取值较大，计算的轴的直径为最小直径，也是危险直径，所以实际装配时可选用轴径更大的轴。4、模数计算，一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。45号钢整体淬火，按接触疲劳计算齿轮模数m1-2轴由公式mj=16338可得=2.6，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得，m=3mm3-主轴由公式mj=16338可得，m=3.0mm一般同一变速组内的齿轮取同一模数，所以根据情况都取一样的模数。表3-3模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数mm333（2）基本组齿轮计算。表3-4基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1`Z2Z2`齿数31412448分度圆直径9312372144齿顶圆直径9912978150齿根圆直径85.5115.564.5136.5齿宽24242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。计算如下：①齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为弯曲应力验算公式为：式中N传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=3kW;计算转速（r/min）.=400（r/min）;m初算的齿轮模数（mm）,m=3（mm）;B齿宽（mm）;B=24（mm）;z小齿轮齿数；z=18;u小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2;寿命系数；=工作期限系数；T齿轮工作期限，这里取T=15000h.;齿轮的最低转速（r/min）,=400（r/min）基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取=m疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6;转速变化系数，查【5】2上，取=0.60功率利用系数，查【5】2上，取=0.78材料强化系数，查【5】2上，=0.60工作状况系数，取=1.1动载荷系数，查【5】2上，取=1齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1Y齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650Mpa；许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635Mpa=78Mpa（3）扩大组齿轮计算。表3-5第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z3Z3`Z4Z4`齿数23643651分度圆直径69192108153齿顶圆直径75198114159齿根圆直径61.5184.5100.5145.5齿宽24242424表3-6第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z5Z5`Z6Z6`齿数56403264分度圆直径16812096192齿顶圆直径174126102198齿根圆直径160.5112.588.5184.5齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619Mpa=135Mpa3.5主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=3kW，根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550×=286.5N.m假设该机床为车床的最大加工直径为300mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴）Fc==3183N背向力（沿x轴）Fp=0.5Fc=1592N总作用力F==3558.93N此力作用于工件上，主轴端受力为F=3558.93N。先假设l/a=2，l=2a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F×=3558.93×=5338.4NRB=F×=3558.93×=1779.5N根据文献【1】式3.7得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA=1689.69N/；KB=785.57N/；==2.15主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为I==113.8×10-8m4 η===0.14查【1】图3-38得=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。

主要零部件的选择4.1电动机的选择转速n＝1430r/min，功率P＝3kW选用Y系列三相异步电动机4.2轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装深沟球轴承6007，另一端安装深沟球轴承6006。II轴：靠近带轮一侧安装深沟球轴承6007，中间安装深沟球轴承6007，后端安装深沟球轴承61908。III轴：安装深沟球轴承6007,两个。4.3变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的二联滑移齿轮。

第5章校核5.1轴的校核主轴的前端部挠度主轴在前轴承处的倾角在安装齿轮处的倾角E取为，，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如图5-1所示：图5-1主轴载荷图由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）,,，，，，计算（在水平面）,,，，，，合成：5.2轴承寿命校核由П轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,ε=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对Ⅱ轴受力分析如图5-2所示。图5-2Ⅱ轴受力分析图得：前支承的径向力Fr=2642.32N。由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命[L10h]=15000hL10h=×=×=h≥[L10h]=15000h轴承寿命满足要求。第6章结构设计及说明6.1结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1布置传动件及选择结构方案。2检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。

结论分级变速主传动系统设计的结构及部分计算，到这里基本结束了，由于笔者水平有限，加之时间仓促，仅对分级变速主传动系统主要部分进行设计和校核，有许多地方处理不够妥当，因为没有接触过生产实际，所以可能有的地方存在错误，希望老师多提宝贵意见。经过这次课程设计，使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，对于机械类的书籍，软件的使用能力得到了提升，并且对设计工作有了更深入的认识，在同学们一起进行设计任务的过程中，不仅增进了友谊，而且对于课程设计的课题有了更深的理解。在设计过程中，得到王仲文老师的精心指导和帮助，在此表示衷心的感谢。参考文献【1】候珍秀.《机械系统设计》.哈尔滨工业大学出版社，修订版；【2】于惠力主编《机械设计》科学出版社第一版【3】戴曙主编《金属切削机床设计》机械工业出版社【4】戴曙主编《金属切削机床》机械工业出版社第一版【4】赵九江主编《材料力学》哈尔滨工业大学出版社第一版【6】郑文经主编《机械原理》高等教育出版社第七版【7】于惠力主编《机械设计课程设计》科学出