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分级变速主传动系统设计第五组 机械11-3-Nmin=40rmin；Nmax=450rmin；Z=8级（全套含CAD图纸）
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396I分级变速主传动系统设计摘要本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词分级变速；传动系统设计；传动副；结构网；结构式；齿轮模数，传动比下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396II目录摘要II第1章绪论111课程设计的目的112课程设计的内容1121理论分析与设计计算1122图样技术设计1123编制技术文件113课程设计题目、主要技术参数和技术要求2131课程设计题目和主要技术参数2132技术要求2第2章运动设计321运动参数及转速图的确定3211转速范围3212转速数列3213确定结构式3214确定结构网3215绘制转速图和传动系统图422确定各变速组此论传动副齿数423核算主轴转速误差5第3章动力计算731带传动设计732计算转速的计算833齿轮模数计算及验算935主轴合理跨距的计算13第4章主要零部件的选择1541电动机的选择1542轴承的选择1543变速操纵机构的选择15第5章校核1651轴的校核1652轴承寿命校核18第6章结构设计及说明1961结构设计的内容、技术要求和方案1962展开图及其布置19结论20下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396III参考文献21致谢22下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396IV下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396V下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163961第1章绪论11课程设计的目的机械系统设计课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。12课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。121理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。122图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。123编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396213课程设计题目、主要技术参数和技术要求131课程设计题目和主要技术参数题目4分级变速主传动系统设计技术参数NMIN40R/MIN；NMAX450R/MIN；Z8级；公比为141；电动机功率P3KW；电机转速N1430R/MIN132技术要求（1）利用电动机完成换向和制动。（2）各滑移齿轮块采用单独操纵机构。（3）进给传动系统采用单独电动机驱动。133任务分配成员学号任务朱彬计算、绘图王友友计算刘亮涵绘图高扬绘图下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163963第2章运动设计21运动参数及转速图的确定211转速范围RN1125MINAXN405212转速数列转速数列。查机械系统设计表29标准数列表，首先找到40R/MIN、然后每隔5个数取一个值（1411066），得出主轴的转速数列为40R/MIN、56R/MIN、80R/MIN、112R/MIN、160R/MIN、224R/MIN，315R/MIN，450R/MIN共8级。213确定结构式对于Z8可分解为Z212224。214确定结构网根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z212224,易知第二扩大组的变速范围RP31X14143958，满足要求满足要求，其结构网如图21。图21结构网下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163964215绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图，如图22所示图22转速图（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2312轴最小中心距D2MZ1AAX2MIN轴最小齿数和MSAXZI22确定各变速组此论传动副齿数1SZ100120,中型机床SZ701002直齿圆柱齿轮ZMIN1820下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163965图23主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求ZMIN1820,由表41，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表21。表21齿轮齿数基本组第1扩大组第2扩大组传动比11121141122112代号Z1ZZ2ZZ3ZZ4ZZ5ZZ6Z齿数27271836253520407939397923核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过101,即下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396610N标准转速标准转速实际转速对NMAX450R/MIN，实际转速为MIN/460397524013MAXRN则有126因此满足要求。同理，根据计算得出其他各组的数据如下表因此满足要求。各级转速误差表22转速误差分析表N450315224160112805640N507322229916111217845602392误差142126060090020032所有计算结果都小于41，因此不需要修改齿数。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163967第3章动力计算31带传动设计输出功率P3KW,转速N11430R/MIN,N2315R/MIN1、确定计算功率按最大的情况计算P3KW，K为工作情况系数，查1表35取K10PDKAP1033KW2、选择V带的型号根据PD,N11430R/MIN参考1图表316及表33选小带轮直径，查表选择A型V带D1100MM3、确定带轮直径D1,D2小带轮直径D1100MM验算带速VD1N1/6010001001430/6010007536M/S从动轮直径D2N1D1/N21430100/3504086MM取D2400MM查1表33计算实际传动比ID2/D1400/10044、定中心矩A和基准带长LD1初定中心距A007D1D2A02D1D2420A01000取AO700MM2带的计算基准长度LD02A0D1D2/2D2D12/4A02X700100400/24001002/47002399MM查1表32取LD02400MM3计算实际中心距AA0LDLD0/2700240023997005MM4确定中心距调整范围AMAXA003LD700500324007725MMAMINA0015LD7005001524006645MM5、验算包角11800（D2D1）/A5730180018090/2905730172012006、确定V带根数确定额定功率P0下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163968由查表并用线性插值得P0015KW查1表37得功率增量P0013KW查1表38得包角系数099K查1表3得长度系数KL081确定带根数ZPC/（P0P0）LK385/105013099081407取Z532计算转速的计算1、主轴的计算转速由机械系统设计表32中的公式71R/MIN403/832MINIJ取计算转速为80R/MIN2、传动轴的计算转速在转速图上，轴IV在最低转速40R/MIN时经过传动组传动副，得到主轴转速为80R/MIN。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴的最低转速为该轴的计算转速即NJ160/MIN,同理可求得轴的计算转速为315R/MIN、轴计算转速为315R/MINJJN3、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/MIN28JZN36JZN各计算转速入表31。表31各轴计算转速4、确定齿轮副的计算转速。齿轮装在主轴上转速，其中只有6Z90R/MIN传递全功率，故90R/MIN。依次可以得出其余齿轮的计算转速，J6如表32。轴号轴轴轴IV轴计算转速R/MIN31531516080下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163969表32齿轮副计算转速序号Z2Z2Z3Z4Z5Z6NJ315315160160808033齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率8529063NKWPRB额7185212G6713RG主3、轴径设计及键的选取轴一285KW，取09带入公式1P28MD28,D94JNPD选花键626306轴二27KW，取09带入公式228D284,D914JNPD选花键832366轴三26KW，取09带入公式3P3MD3,D914JNPD选花键836407主轴选择主轴前端直径90MM，后端直径075085,取1D2D165MM,则平均直径D775MM。2D对于普通车床,主轴内孔直径D05506D,故本例之中，主轴内孔直径取为D45MM，支承形式选择两支撑，初取悬伸量90MM，支撑跨距L520MM，选择平键连接，BH2214,L100MM。因为05010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。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396104、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311638M2JJMNUZP45号钢整体淬火,1100MPJ按接触疲劳计算齿轮模数M3M,62,1163821J2J可得JNUZP5,3J321JJM3026,68J321JJNUZP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33模数（2）基本组齿轮计算。表34基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1ZZ2Z2齿数27271836分度圆直径818154108齿顶圆直径878766114齿根圆直径7357354651005齿宽24242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下组号基本组第一扩大组第二扩大组模数MM333下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639611齿面接触疲劳强度计算接触应力验算公式为JFSJMPAUBNNKZM102832弯曲应力验算公式为WSWAYNZ109235式中N传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率，N4KW计算转速（R/MIN）；500（R/MIN）JNJM初算的齿轮模数（MM）；M3（MM）B齿宽（MM）；B24（MM）Z小齿轮齿数；Z18U小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,U2寿命系数；SKSTNNKQ工作期限系数；TMC016T齿轮工作期限，这里取T15000H齿轮的最低转速（R/MIN）,500（R/MIN）1N1N基准循环次数，接触载荷取，弯曲载荷取00C70C612M疲劳曲线指数，接触载荷取M3；弯曲载荷取M6转速变化系数，查【5】2上，取060NKNK功率利用系数，查【5】2上，取078NN材料强化系数，查【5】2上，060QQ工作状况系数，取1133下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639612动载荷系数，查【5】2上，取1K2K齿向载荷分布系数，查【5】2上，111Y齿形系数，查【5】2上，Y0386；许用接触应力（MPA）,查【4】，表47，650MPA；JJ许用弯曲应力（MPA），查【4】，表47，275MPA；WW根据上述公式，可求得及查取值可求得635MPAJJ78MPAWW（3）扩大组齿轮计算。表35第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z3Z3Z4Z4齿数25352040分度圆直径7510560120齿顶圆直径8111166126齿根圆直径6759755251125齿宽24242424表36第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z5Z5Z6Z6齿数79393979分度圆直径237117117237齿顶圆直径243123123243齿根圆直径2295109510952295齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639613241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得062，NK077，060，11，1，1，M35，355；NKQ321JN可求得619MPAJJ135MPAWW35主轴合理跨距的计算由于电动机功率P3KW，根据【1】表320，前轴径应为6090MM。初步选取D180MM。后轴径的D2（0709）D1，取D260MM。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A120MM，主轴孔径为30MM。轴承刚度，主轴最大输出转矩NPT950318NM905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009M；47160938FCY背向力（沿X轴）FP05,FC2358N52N2C此力作用于工件上，主轴端受力为F527265N。先假设L/A2，L3A240MM，前后支承反力RA和RB分别为76FRALA7908N24152B350根据文献【1】式37得KR339得前支承的91081COSIZLFRA刚度KA168969N/,78557N/UM，UMBK下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396141527869BAK主轴的当量外径DE8060/270MM，故惯性矩为484M0360I3AEA1918263查【1】图338得20，与原假设接近，所以最佳跨距0L12020240MM,合理跨距为（07515），取合理跨距L360MM。0L0L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D100MM，后轴径D80MM。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。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639615第4章主要零部件的选择41电动机的选择转速N1430R/MIN，功率P3KW选用Y系列三相异步电动机42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6006II轴靠近带轮一侧安装深沟球轴承6007，中间安装深沟球轴6007，后端安装深沟球轴承61908III轴安装深沟球轴承6007两个。43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轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639616第5章校核51轴的校核（A）主轴的前端部挠度10520YS（B）主轴在前轴承处的倾角RAD轴承容许值（C）在安装齿轮处的倾角轴承容许值6517085023685109D107879ILML平均总E取为，MPA5244408711356066DIM433992179512682ZPFNN主计件（），057YZNXZFN由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算44291295103785QPMZN主计主主（将其分解为垂直分力和水平分力，由公式,TATANYNQZYFF可得2105647QZYN28103523ZMLNMA件YYF件1762XXD件主轴载荷图如图51所示下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639617图51主轴载荷图由上图可知如下数据A364MM,B161MM,L525MM,C87MM计算（在垂直平面）,16QZFABCLYEI23ZFCYLEI3236ZMCYLEI23017SZ，ZIL齿126ZLCI齿2ZLCI齿359齿齿齿2齿3，6QZFABEIL轴承1ZFLEI轴承2ZLI轴承3510轴承轴承轴承2轴承3计算（在水平面）下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639618,16QYFABCLEI23YFCLEI3236YXMCLEI23017SY，QIL齿126YLCI齿2YXLCI齿358齿Y齿齿2齿3，6YFABEIL轴承1YFLEI轴承2YXMLEI轴承3510轴承轴承轴承2轴承3合成2018SSZYY25齿齿齿301轴承轴承Z轴承Y52轴承寿命校核由II轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,3；Y0，PXFRYFAX1，对轴受力分析如图52所示。图52轴受力分析图得前支承的径向力FR264232N。由轴承寿命的计算公式预期的使用寿命L10H15000H下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639619HLHPCNLZH1509428132641015738208676700轴承寿命满足要求。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639620第6章结构设计及说明61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。62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。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639621结论在设计过程中，得到王仲文和丁艳艳两位老师的精心指导和帮助，在此表示衷心的感谢。通过本次课程设计不仅培养了我们独立思考的能力，在各种其它能力上也都有了提高。更重要的是我们学会了很多学习的方法。而这是日后最实用的，真的是受益匪浅，要面对社会的挑战，只有不断的学习、实践，再学习、再实践，这对于我们的将来也有很大的帮助。以后，不管有多苦，我想我们都能变苦为乐，找寻有趣的事情，发现其中珍贵的事情，就像中国提倡的艰苦奋斗一样，我们都可以在实验结束之后变的更加成熟，会面对需要面对的事情，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，由于学生水平有限，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。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639622参考文献【1】机械系统设计候珍秀主编哈尔滨工业大学出版社,2010【2】机械设计于惠力主编科学出版社第一版,2011【3】金属切削机床设计戴曙主编机械工业出版社,2008【4】金属切削机床戴曙主编机械工业出版社第一版,2007【4】材料力学赵九江主编哈尔滨工业大学出版社第一版,2011【6】机械原理郑文经主编高等教育出版社第七版,2006【7】机械设计课程设计于惠力主编科学出版社,2009下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639623致谢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，由于学生水平有限，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，定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误，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，并且对设计工作有了更深入的认识。在设计过程中，得到王仲文和丁艳艳老师的精心指导和帮助，在此表示衷心的感谢。I分级变速主传动系统设计摘要本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词分级变速；传动系统设计；传动副；结构网；结构式；齿轮模数，传动比II目录摘要II第1章绪论111课程设计的目的112课程设计的内容1121理论分析与设计计算1122图样技术设计1123编制技术文件113课程设计题目、主要技术参数和技术要求2131课程设计题目和主要技术参数2132技术要求2第2章运动设计321运动参数及转速图的确定3211转速范围3212转速数列3213确定结构式3214确定结构网3215绘制转速图和传动系统图422确定各变速组此论传动副齿数423核算主轴转速误差5第3章动力计算731带传动设计732计算转速的计算833齿轮模数计算及验算935主轴合理跨距的计算13第4章主要零部件的选择1541电动机的选择1542轴承的选择1543变速操纵机构的选择15第5章校核1651轴的校核1652轴承寿命校核18第6章结构设计及说明1961结构设计的内容、技术要求和方案1962展开图及其布置19结论20III参考文献21致谢221第1章绪论11课程设计的目的机械系统设计课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。12课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。121理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。122图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。123编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。213课程设计题目、主要技术参数和技术要求131课程设计题目和主要技术参数题目4分级变速主传动系统设计技术参数NMIN40R/MIN；NMAX450R/MIN；Z8级；公比为141；电动机功率P3KW；电机转速N1430R/MIN132技术要求（1）利用电动机完成换向和制动。（2）各滑移齿轮块采用单独操纵机构。（3）进给传动系统采用单独电动机驱动。133任务分配成员学号任务朱彬计算、绘图王友友计算刘亮涵绘图高扬绘图3第2章运动设计21运动参数及转速图的确定211转速范围RN1125MINAXN405212转速数列转速数列。查机械系统设计表29标准数列表，首先找到40R/MIN、然后每隔5个数取一个值（1411066），得出主轴的转速数列为40R/MIN、56R/MIN、80R/MIN、112R/MIN、160R/MIN、224R/MIN，315R/MIN，450R/MIN共8级。213确定结构式对于Z8可分解为Z212224。214确定结构网根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z212224,易知第二扩大组的变速范围RP31X14143958，满足要求满足要求，其结构网如图21。图21结构网4215绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图，如图22所示图22转速图（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2312轴最小中心距D2MZ1AAX2MIN轴最小齿数和MSAXZI22确定各变速组此论传动副齿数1SZ100120,中型机床SZ701002直齿圆柱齿轮ZMIN18205图23主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求ZMIN1820,由表41，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表21。表21齿轮齿数基本组第1扩大组第2扩大组传动比11121141122112代号Z1ZZ2ZZ3ZZ4ZZ5ZZ6Z齿数27271836253520407939397923核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过101,即610N标准转速标准转速实际转速对NMAX450R/MIN，实际转速为MIN/460397524013MAXRN则有126因此满足要求。同理，根据计算得出其他各组的数据如下表因此满足要求。各级转速误差表22转速误差分析表N450315224160112805640N507322229916111217845602392误差142126060090020032所有计算结果都小于41，因此不需要修改齿数。7第3章动力计算31带传动设计输出功率P3KW,转速N11430R/MIN,N2315R/MIN1、确定计算功率按最大的情况计算P3KW，K为工作情况系数，查1表35取K10PDKAP1033KW2、选择V带的型号根据PD,N11430R/MIN参考1图表316及表33选小带轮直径，查表选择A型V带D1100MM3、确定带轮直径D1,D2小带轮直径D1100MM验算带速VD1N1/6010001001430/6010007536M/S从动轮直径D2N1D1/N21430100/3504086MM取D2400MM查1表33计算实际传动比ID2/D1400/10044、定中心矩A和基准带长LD1初定中心距A007D1D2A02D1D2420A01000取AO700MM2带的计算基准长度LD02A0D1D2/2D2D12/4A02X700100400/24001002/47002399MM查1表32取LD02400MM3计算实际中心距AA0LDLD0/2700240023997005MM4确定中心距调整范围AMAXA003LD700500324007725MMAMINA0015LD7005001524006645MM5、验算包角11800（D2D1）/A5730180018090/2905730172012006、确定V带根数确定额定功率P08由查表并用线性插值得P0015KW查1表37得功率增量P0013KW查1表38得包角系数099K查1表3得长度系数KL081确定带根数ZPC/（P0P0）LK385/105013099081407取Z532计算转速的计算1、主轴的计算转速由机械系统设计表32中的公式71R/MIN403/832MINIJ取计算转速为80R/MIN2、传动轴的计算转速在转速图上，轴IV在最低转速40R/MIN时经过传动组传动副，得到主轴转速为80R/MIN。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴的最低转速为该轴的计算转速即NJ160/MIN,同理可求得轴的计算转速为315R/MIN、轴计算转速为315R/MINJJN3、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/MIN28JZN36JZN各计算转速入表31。表31各轴计算转速4、确定齿轮副的计算转速。齿轮装在主轴上转速，其中只有6Z90R/MIN传递全功率，故90R/MIN。依次可以得出其余齿轮的计算转速，J6如表32。轴号轴轴轴IV轴计算转速R/MIN315315160809表32齿轮副计算转速序号Z2Z2Z3Z4Z5Z6NJ315315160160808033齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率8529063NKWPRB额7185212G6713RG主3、轴径设计及键的选取轴一285KW，取09带入公式1P28MD28,D94JNPD选花键626306轴二27KW，取09带入公式228D284,D914JNPD选花键832366轴三26KW，取09带入公式3P3MD3,D914JNPD选花键836407主轴选择主轴前端直径90MM，后端直径075085,取1D2D165MM,则平均直径D775MM。2D对于普通车床,主轴内孔直径D05506D,故本例之中，主轴内孔直径取为D45MM，支承形式选择两支撑，初取悬伸量90MM，支撑跨距L520MM，选择平键连接，BH2214,L100MM。因为05010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。104、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311638M2JJMNUZP45号钢整体淬火,1100MPJ按接触疲劳计算齿轮模数M3M,62,1163821J2J可得JNUZP5,3J321JJM3026,68J321JJNUZP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33模数（2）基本组齿轮计算。表34基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1ZZ2Z2齿数27271836分度圆直径818154108齿顶圆直径878766114齿根圆直径7357354651005齿宽24242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下组号基本组第一扩大组第二扩大组模数MM33311齿面接触疲劳强度计算接触应力验算公式为JFSJMPAUBNNKZM102832弯曲应力验算公式为WSWAYNZ109235式中N传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率，N4KW计算转速（R/MIN）；500（R/MIN）JNJM初算的齿轮模数（MM）；M3（MM）B齿宽（MM）；B24（MM）Z小齿轮齿数；Z18U小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,U2寿命系数；SKSTNNKQ工作期限系数；TMC016T齿轮工作期限，这里取T15000H齿轮的最低转速（R/MIN）,500（R/MIN）1N1N基准循环次数，接触载荷取，弯曲载荷取00C70C612M疲劳曲线指数，接触载荷取M3；弯曲载荷取M6转速变化系数，查【5】2上，取060NKNK功率利用系数，查【5】2上，取078NN材料强化系数，查【5】2上，060QQ工作状况系数，取113312动载荷系数，查【5】2上，取1K2K齿向载荷分布系数，查【5】2上，111Y齿形系数，查【5】2上，Y0386；许用接触应力（MPA）,查【4】，表47，650MPA；JJ许用弯曲应力（MPA），查【4】，表47，275MPA；WW根据上述公式，可求得及查取值可求得635MPAJJ78MPAWW（3）扩大组齿轮计算。表35第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z3Z3Z4Z4齿数25352040分度圆直径7510560120齿顶圆直径8111166126齿根圆直径6759755251125齿宽24242424表36第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z5Z5Z6Z6齿数79393979分度圆直径237117117237齿顶圆直径243123123243齿根圆直径2295109510952295齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度13241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得062，NK077，060，11，1，1，M35，355；NKQ321JN可求得619MPAJJ135MPAWW35主轴合理跨距的计算由于电动机功率P3KW，根据【1】表320，前轴径应为6090MM。初步选取D180MM。后轴径的D2（0709）D1，取D260MM。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A120MM，主轴孔径为30MM。轴承刚度，主轴最大输出转矩NPT950318NM905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009M；47160938FCY背向力（沿X轴）FP05,FC2358N52N2C此力作用于工件上，主轴端受力为F527265N。先假设L/A2，L3A240MM，前后支承反力RA和RB分别为76FRALA7908N24152B350根据文献【1】式37得KR339得前支承的91081COSIZLFRA刚度KA168969N/,78557N/UM，UMBK141527869BAK主轴的当量外径DE8060/270MM，故惯性矩为484M0360I3AEA1918263查【1】图338得20，与原假设接近，所以最佳跨距0L12020240MM,合理跨距为（07515），取合理跨距L360MM。0L0L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D100MM，后轴径D80MM。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。15第4章主要零部件的选择41电动机的选择转速N1430R/MIN，功率P3KW选用Y系列三相异步电动机42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6006II轴靠近带轮一侧安装深沟球轴承6007，中间安装深沟球轴6007，后端安装深沟球轴承61908III轴安装深沟球轴承6007两个。43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轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。16第5章校核51轴的校核（A）主轴的前端部挠度10520YS（B）主轴在前轴承处的倾角RAD轴承容许值（C）在安装齿轮处的倾角轴承容许值6517085023685109D107879ILML平均总E取为，MPA5244408711356066DIM433992179512682ZPFNN主计件（），057YZNXZFN由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算44291295103785QPMZN主计主主（将其分解为垂直分力和水平分力，由公式,TATANYNQZYFF可得2105647QZYN28103523ZMLNMA件YYF件1762XXD件主轴载荷图如图51所示17图51主轴载荷图由上图可知如下数据A364MM,B161MM,L525MM,C87MM计算（在垂直平面）,16QZFABCLYEI23ZFCYLEI3236ZMCYLEI23017SZ，ZIL齿126ZLCI齿2ZLCI齿359齿齿齿2齿3，6QZFABEIL轴承1ZFLEI轴承2ZLI轴承3510轴承轴承轴承2轴承3计算（在水平面）18,16QYFABCLEI23YFCLEI3236YXMCLEI23017SY，QIL齿126YLCI齿2YXLCI齿358齿Y齿齿2齿3，6YFABEIL轴承1YFLEI轴承2YXMLEI轴承3510轴承轴承轴承2轴承3合成2018SSZYY25齿齿齿301轴承轴承Z轴承Y52轴承寿命校核由II轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,3；Y0，PXFRYFAX1，对轴受力分析如图52所示。图52轴受力分析图得前支承的径向力F
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