分級變速主傳動系統(tǒng)設計(文件)
【正文】 3540 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=５Kw，根據(jù)【1】，前軸徑應為60~90mm。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。先假設/a=2，=2a=300mm。第4章 主要部件的校核 主軸強度、剛度校核（1）軸的受力分析1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T===N=965Nmm=341070 N 嚙合角=20176。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。對Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力Fr=。這使得我們不但鞏固了理論知識，而且掌握了設計的步驟和要領(lǐng)，使我們更好的利用圖書館的圖書資料和網(wǎng)絡信息資源，更熟練的使用我們手中的各種設計手冊以及AutoCAD等繪圖軟件，為我們的畢業(yè)設計打下了良好的基礎。最后，衷心的感謝段鐵群老師以及其他幾位幫助過我的老師，感謝你們的精心指導和悉心幫助，使我順利的完成此次設計。這無論對我們大學學習，還是日后工作都是很有幫助的。第5章 總 結(jié)機械系統(tǒng)設計課程設計即將結(jié)束了，時間雖然短暫，但對我們來說是受益匪淺，收獲頗豐的。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【6】，查得支承處的=因〈，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。代入數(shù)據(jù)計算得：=；=；=； =；=；=。mm由《機械設計》，對于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式===，故軸的強度足夠。mm==303120Nmm齒輪上的徑向力=tan= 2652 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=100mm，后軸徑d=80mm。m設該車床的最大加工直徑為300mm。后軸徑的d2=（~）d1，取d2=60mm。 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算： d=（mm） 或 d=91（mm）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，==。 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取= 功率利用系數(shù)，查【5】2上，取= 材料強化系數(shù)，查【5】2上， = 工作狀況系數(shù)，取= 動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=；許用接觸應力（MPa）,查【4】，表47，取=650 Mpa；許用彎曲應力（MPa），查【4】，表47，取=275 Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：==635 Mpa =78 Mpa （3）擴大組齒輪計算。 z小齒輪齒數(shù)；z=19。 計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =500（r/min）。表33 模數(shù)組 號基本組第二擴大組模數(shù) mm4（2）基本組齒輪計算。 齒輪Z裝在Ⅱ軸上，有180355 r/min共3級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副Z/ Z傳動主軸，則只有355r/min傳遞全功率，故Zj=355r/min。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，
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