題目13-分級變速主傳動系統(tǒng)課程設計：Nmin=71rmin；Nmax=710rmin；Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=4kW；電機轉速n=1440rmin

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- - - - - 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）結構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(2.53)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(ddd) 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 帶輪結構類型根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.4 求最佳跨距 設機床最大加工回轉直徑為400mm,電動機功率P=4kw，主軸孔徑為40mm,主軸計算轉速為100r/min。已選定的前后軸徑為 ：d1=80 d2=64 主軸輸出的最大轉矩： T9550pn 606N.m床身上最常用的最大加工直徑為最大回轉直徑的60%，即 此力作用在頂尖的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為 a/D11.252.5 取a/D1=1.33 故a=120mm l0=(35)a 設初值 前后軸承的支反力為 前后軸承的剛度 由手冊四表512 采用圓錐滾子軸承 kA =750N/mm kB =530N/mm 由文獻2公式3.7得 求最佳跨距 : kAKB 750530 1.42，當量外徑 慣性距 I=0.05(0.084-0.044)=19210-8m4 =EIkA.a3 =2.1101119210-87500.123106 由文獻2查圖3.38得：l0 /a=2.2，最佳跨距 l01202.2=264mm 3.5 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構 3.5.1電動機的選擇： 轉速n1440r/min，功率P4kW 選用Y系列三相異步電動機Y112M-4，DE2860 3.5.2 軸承的選擇： I軸：與帶輪靠近段安裝兩個深溝球軸承代號6208 B18mm I軸右端布置一個深溝球軸承代號6207 B=17II軸：對稱布置三個深溝球軸承代號6209 B=19mmIII軸：軸徑64端采用圓錐滾子軸承代號30313 B23mm 軸徑80端采用兩個圓柱滾子軸承代號N216E B=26 3.5.3鍵的選擇： I軸選擇普通平鍵規(guī)格： bh=108 l=60 II軸選擇花鍵規(guī)格： NdDB8505610 III軸選擇普通平鍵規(guī)格：bh=2514 l=100 3.5.4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。四、主軸.傳動組及相關組件的驗算 4.1 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差一般不超過 ，即 本設計中公比為1.58，所以 軸：n實 =1440 =631.2r/min =0.175.8 符合要求 軸: i=12.5 時: n實 =630 =250.6r/min =0.055.8 符合要求 i=11.58 時: n實 =630 =401.25r/min =0.355.8 符合要求 i=11 時: n實 =630 =630r/min =05.8 符合要求 軸：i=1 時: n實 =630=630r/min =05.8 符合要求 i= 時: n實 =250 =65r/min =1.243由文獻4表4-4，動載荷系數(shù): K21.3由文獻4表4-5，齒向載荷分布系數(shù): K3 1由文獻5表1，查得齒型系數(shù)Y=0.408由文獻4表4-7可查得，許用接觸應力j600Mpa，許用彎曲應力w220Mpa 由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算： j2088103223 （2.531）11.310.923.842.55241000=516.4Mpa600Mpa w19110511.311.13.842232240.4081000 =53.5Mpa 1 由文獻4表4-4，動載荷系數(shù)： K21.2由文獻4表4-5，齒向載荷分布系數(shù)： K3 1由文獻5表1，查得齒型系數(shù)：Y=0.438由文獻4表4-7可查得，許用接觸應力： j600Mpa，許用彎曲應力： w220Mpa 由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算： j 2088103223 （2.51）11.210.773.762.524400=559.5Mpa600Mpa w=19110511.211.843.762832240.438400 =149.6Mpa w220Mpa 經驗算知，所選齒輪合格。 4.2.3在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力計算。III軸上的最小齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。（Z50）由文獻5公式（9）、（10）知驗算公式如下： 接觸應力驗算公式為： 彎曲應力驗算公式為： 式中：電動機功率Nd4kw 從電動機到計算齒輪的傳動效率 ： 0.960.993 傳遞的額定功率： N=Nd0.960.9934=3.65計算轉速nj100r/min ，初算的齒輪模數(shù) m3（mm），齒寬 B24mm 小齒輪齒數(shù) Z50，大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值： 1壽命系數(shù) ，工作期限系數(shù) 齒輪在中型機床工作期限內的總工作時間： TS 取 15000h 同一變速組內的齒輪總工作時間: TTsp15000115000 齒輪的最低轉速 n1100r/min 基準循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 彎曲載荷取 疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火、調質時取 按接觸應力計算時， KT 36016015000107 2.43 按彎曲應力計算時， KT 660160150002106 2.04 由文獻4表2-6，轉速變化系數(shù)接觸載荷取Knj0.85，彎曲載荷時取Knw0.95 由文獻4表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取KN0.58，彎曲時取 KN0.98. 由文獻42表2-8，材料強化系數(shù)接觸時取Kq0.60，彎曲時取 Kq0.75. 所以，接觸時Ks0.79，彎曲時Ks1.49. 考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取K1 1 Vn100025010000.7851由文獻4表4-4，動載荷系數(shù) K21 由文獻4表4-5，齒向載荷分布系數(shù) K3 1 由文獻5表1，查得齒型系數(shù)Y=0.444 由文獻4表4-7可查得，許用接觸應力j600Mpa，許用彎曲應力 w220Mpa 由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算： j 2088103304 （2.531）1110.723.652.5332250=372.5Mpa j600Mpa w1911051111.423.653042320.444250 =58.1Mpa 150000h 滿足使用要求 經驗算其他兩組深溝球軸承也滿足使用要求. 五.設計總結 1.本次課程設計是針對機械系統(tǒng)設計專業(yè)基礎課程基礎知一次綜合性應用設計，設計過程中應用了基礎學科機械制圖、機械原理、工程力學、機械工程材料 以及機械設計課程中的相關知識。2.本次課程設計充分應用了以前所學的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題，進一步鞏固和深化了以前的所學的專業(yè)基礎知識， 同時也是對機械系統(tǒng)設計學習的一個深入認識和理解的過程。3.本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，過程中培養(yǎng)了正確的設計思想和分析解決實際問題的本領，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。4.本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，學會應用標準，規(guī)范，和查閱相關資料的本領，掌握了機械設計的基本技能。六.參考文獻 1. 金屬切削機床設計.戴曙主編.大連理工大學.北京.機械工業(yè)出版社.1991 2. 機械系統(tǒng)設計.段鐵群主編.哈爾濱.科學出版社. 3. 機械設計第四版.邱宣懷等主編.北京.高等教育出版社.2002 4. 金屬切削機床設計戴曙主編.大連工學院.工業(yè)出版社5. 機械設計手冊 2.零件設計上、下冊.機床設計手冊編寫組. 北京.機械工業(yè)出版社.1980 6. 金屬切削機床設計課程設計指導書.劉易新主編.哈爾濱.哈爾濱工業(yè)大學出版社 7. 機械設計課程設計.哈爾濱理工大學零件教研室 8. 金屬切削機床設計. 戴曙主編.大連工學- 27 -