題目16-分級變速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計-收：Nmin=45rmin；Nmax=450rmin；Z=6級；公比為1.58；電動機(jī)功率P=3kW；電機(jī)轉(zhuǎn)速n=1430rmin

【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預(yù)覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605

寧哈爾濱理工大學(xué) 課程設(shè)計(論文) 分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計(題目16) 所在學(xué)院 機(jī)械學(xué)院 專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班 級 機(jī)械10-8班 姓 名 楊 洋 學(xué) 號 1001010828 指導(dǎo)老師 段鐵群 2013年 08月 30日 《目錄》 摘要…………………………………………………………1 第1章 緒論…………………………………………….3 第2章 運動設(shè)計…………………………………………4 第3章 動力計算…………………………………………9 第4章 主要零部件的選擇………………………………18 第5章 校核…………………………………..…………19 結(jié)束語…………………………………………………….21 參考文獻(xiàn)……………………………………………… …21. 摘 要 設(shè)計機(jī)床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機(jī)床主傳動系統(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)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(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，計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機(jī)床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)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(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)計效率。在機(jī)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(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)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。 第一章 緒論 （一） 課程設(shè)計的目的 《機(jī)械系統(tǒng)課程設(shè)計》課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進(jìn)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(dá)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(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，進(jìn)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(dá)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(dá)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(jī)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(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。 （二） 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù) 題目16：分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計 技術(shù)參數(shù)： Nmin=45r/min；Nmax=450r/min； Z=6級；公比為1.58；電動機(jī)功率P=3kW；電機(jī)轉(zhuǎn)速n=1430r/min 2 技術(shù)要求 1. 利用電動機(jī)完成換向和制動。 2. 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機(jī)構(gòu)。 3. 進(jìn)給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機(jī)驅(qū)動。 第二章 運動設(shè)計 1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 （1） 轉(zhuǎn)速范圍。Rn== 450/45=10 （2） 轉(zhuǎn)速數(shù)列。查《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》表 2-9標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表，然后每隔7個數(shù)取一個值（1.58=1.068）首先找到40r/min，得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為45 r/min、71 r/min、112r/min、180 r/min、280 r/min、450 r/min共6級。 （3） 定傳動組數(shù)，選出結(jié)構(gòu)式。對于Z=6可按z=6寫出結(jié)構(gòu)式，并且有一級速度重復(fù)。即：Z=6=31×23。 （4）根據(jù)傳動結(jié)構(gòu)式,畫結(jié)構(gòu)圖。 根據(jù)“前多后少”,“ 前密后疏”，“升2降4”,“前滿后快”的原則,選取傳動方案 Z=31×23,可知第二擴(kuò)大組的變速范圍r2=1.583×（2-1）3.95＜8 滿足“升2降4”要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖。 圖2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=6=31×23 （5） 畫轉(zhuǎn)速圖。轉(zhuǎn)速圖如下圖2-2。 圖2-2 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖 （6）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： 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖 （7）齒輪齒數(shù)的確定。根據(jù)齒數(shù)和不宜過大原則一般推薦齒數(shù)和在100～120之間，和據(jù)設(shè)計要求Zmin≥17,原則。并且變速組內(nèi)取模數(shù)相等，變速組內(nèi)由《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》表3-1，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2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù) 傳動比 基本組 第一擴(kuò)大組 1:1.6 1:2.5 1:4 1：1 1:4 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z 齒數(shù) 33 52 24 61 17 68 45 45 18 72 2 主軸.傳動件計算 2.1 計算轉(zhuǎn)速 （1）.主軸的計算轉(zhuǎn)速 由《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》表3-2中的公式 ＝451.586/3-1 ＝71.1r/min 取71 r/min (2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2=280 r/min，軸3=710 r/min。 （3）確定各齒輪計算轉(zhuǎn)速 由機(jī)械設(shè)計知識可知，一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因此只需求出危險小齒輪的計算轉(zhuǎn)速。在傳動組b中Z45在軸Ⅲ上具有的轉(zhuǎn)速分別為 180r/min,280r/min,450r/min這三種轉(zhuǎn)速都在恒功率區(qū)間內(nèi)，即都要求傳遞最大功率所以齒輪Z46的計算轉(zhuǎn)速為這三種轉(zhuǎn)速的最小值即njz45=180r/min 同理可求得其余兩對嚙合齒輪中危險齒輪的計算轉(zhuǎn)速即 , njz17=710r/min njz18=280r/min 2驗算主軸轉(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 |實際轉(zhuǎn)速n`-標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速n| ------------------------------- 〈 10(-1)％ 標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速n 對于標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速n=45r/min時，其實際轉(zhuǎn)速n`=710×17/68×18/72=44.375r/min (45-44.375)/45=1.56％〈10(1.58-1)％=5.8% 因此滿足要求。 同理可得各級轉(zhuǎn)速誤差如表 各級轉(zhuǎn)速誤差 n 45 71 112 180 280 450 n` 44.375 71.97 111.9 177.5 247.9 399.8 誤差 1.56％ 1.64％ 0.05％ 1.56％ 0.85％ 0.05％ 各級轉(zhuǎn)速都滿足要求，因此不需要修改齒數(shù)。 第三章 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=710r/min 3.1.1計算設(shè)計功率Pd 表4 工作情況系數(shù) 工作機(jī) 原動機(jī) ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/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)；輕型運輸機(jī) 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機(jī)（運送砂石、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(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），查《機(jī)械設(shè)計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.3.2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(jī)械設(shè)計》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。 3.3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速 由《機(jī)械設(shè)計》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm 則取dd1= 100mm> 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》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=200mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，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。 3.3.7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。 3.3.8計算壓軸力 由《機(jī)械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝123.31N，上面已得到=165.17o，z=3，則 對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進(jìn)行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 ? 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。 （a） （b） （c） （d） 圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 1 主軸.傳動軸直徑初選 （1）主軸軸徑的確定 在設(shè)計初期，由于主軸的結(jié)構(gòu)尚未確定，所以只能根據(jù)現(xiàn)有的資料初步確定主軸直徑。由<<機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計>>表4-9初選取前軸徑 ，后軸頸的軸徑為前軸徑，所以。 （2）傳動軸直徑初定 傳動軸直徑按文獻(xiàn)[5]公式（6）進(jìn)行概算 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，=~。 取= =3Kw。 N1=P1=P0×0.96=2.88Kw N2=P2=P1×0.955×0.97=2.78Kw N3=P3=P2×0.995×0.99=2.74Kw 軸Ⅰ： =955×104×(2.88/630)=43657(N.mm) =1.64× =28.2mm 取29mm 軸Ⅱ： ＝955×104×(2.78/250)＝106196（N.mm） =1.64× =35.2mm 取36mm 軸Ⅲ： ＝955×104×(2.74/63)＝415349（N.mm） =1.64× =49.5mm 取50mm 2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應(yīng)力計算 （1） 齒輪模數(shù)的初步計算 一般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負(fù)荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度由文獻(xiàn)[5]公式（8）進(jìn)行計算： 式中： 為了不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，并且考慮到軸的直徑，防止在裝配時干涉，對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇： 軸Ⅰ-軸Ⅱ：以最小齒輪齒數(shù)17為準(zhǔn) m=16338× =3.147 取m=3.5 軸Ⅱ-軸Ⅲ：以最小齒輪齒數(shù)18為準(zhǔn) m=16338×=4.12 取m=5 （2） 齒輪參數(shù)的確定 計算公式如下： 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 =6 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)計算如下表 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3` 齒數(shù) 33 52 24 61 17 68 分度圓直徑 115.5 182 84 213.5 59.5 238 齒頂圓直徑 122.5 189 91 220.5 66.5 245 齒根圓直徑 106.75 173.25 75.25 204.75 50.75 229.25 齒寬 30 30 30 30 30 30 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(qiáng)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(jī)功率，N=3kW; -----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =63（r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=5（mm）; B----齒寬（mm）;B=30（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=17; u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=4; -----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）, =160（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)，取=0.60 ----功率利用系數(shù)，取=0.78 -----材料強(qiáng)化系數(shù)， =0.60 -----工作狀況系數(shù)，取=1.1 -----動載荷系數(shù)，取=1 ------齒向載荷分布系數(shù)，=1 Y------齒形系數(shù)，Y=0.386； ----許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表，取=650 Mpa； ---許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表4-7，取=275 Mpa； 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得： =135.2 Mpa =236.5Mpa （3）擴(kuò)大組齒輪計算。 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數(shù) 45 45 18 72 分度圓直徑 225 225 90 360 齒頂圓直徑 235 235 100 370 齒根圓直徑 212.5 212.5 77.5 347.5 齒寬 30 30 30 30 按擴(kuò)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(xiàn)，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=5，=63； 可求得： =286.8Mpa =111.4Mpa 4 主軸合理跨距的計算 設(shè)機(jī)床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?400mm,電動機(jī)功率P=3 kw，,主軸計算轉(zhuǎn)速為71r/min。已選定的前后軸徑為 ：， 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 ＝955×104×(2.74/63)＝415349（N.mm）設(shè)該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=415.349/0.09=4615N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2307N 總作用力 F==5159.72N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=2522.28N。 先假設(shè)l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=5159.72×=7739.58N RB=F×=5159.72×=2579.86N 根據(jù)《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1815.06 N/ ；KB= 1626.2 N/；==1.12 主軸的當(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η==0.13 查《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》圖 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=62mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 第四章 主要零部件的選擇 3.5 選擇電動機(jī),軸承，鍵和操縱機(jī)構(gòu) 3.5.1電動機(jī)的選擇： 轉(zhuǎn)速n＝1430r/min，功率P＝3kW 選用Y100L2-4 3.5.2 軸承的選擇：（軸承代號均采用新軸承代號） I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝端角接觸球軸承代號7008C II軸：對稱布置角接觸球軸承代號7008C 中間布置角接觸球軸承代號7010C 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 3.5.3 單位（mm） I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格： =8 安裝齒輪處選擇花鍵規(guī)格： N d II軸選擇花鍵規(guī)格： N d III軸選擇花鍵規(guī)格： N d 3.5.4變速操縱機(jī)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。 第五章 校核 一 Ⅱ軸剛度校核 （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(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(xiàn)【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。 二 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。 結(jié)束語 經(jīng)過兩周的課程設(shè)計，在老師的耐心指導(dǎo)和自己的努力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，這次課程設(shè)計使我充分應(yīng)用了以前所學(xué)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實際問題，進(jìn)一步鞏固和深化了以前的所學(xué)的專業(yè)基礎(chǔ)知識， 同時也是對《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》學(xué)習(xí)的一個深入認(rèn)識和理解的過程。同時也鍛煉了自己獨立完成工作的能力，熟悉了一些設(shè)計思想懂得了一些設(shè)計中的注意事項.本次課程設(shè)計進(jìn)一步規(guī)范了制圖要求，學(xué)會應(yīng)用標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)范，和查閱相關(guān)資料的本領(lǐng)，掌握了機(jī)械設(shè)計的基本技能，對以后的工作有很大的幫助。 參考文獻(xiàn) 【1】 鍛鐵群.《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》，科學(xué)出版社，第一版； 【2】 孫全穎.《機(jī)械精度設(shè)計與質(zhì)量保證》哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 【3】于惠力,向敬忠.《機(jī)械設(shè)計》.高等教育出版社，第四版； 【4】于惠力,張春宜. 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》，科學(xué)出版社； 【5】戴署.《金屬切削機(jī)床設(shè)計》.機(jī)械工業(yè)出版社； 【6】陳易新，《金屬切削機(jī)床課程設(shè)計指導(dǎo)書》； 【7】《金屬切削機(jī)床典型結(jié)構(gòu)圖集》主傳動部件 【8】《機(jī)床設(shè)計手冊》2 上冊。 24