一、设计题目设计一台普通橱窗的主传动系统，完成变速级数为12~8级。

二、设计目的1、运用、巩固和扩大已学过的知识，特别是机床课程，提高理论联系实际的设计与计算能力。

2、初步掌握机床主传动系统的设计方法与步骤，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练。

3、培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。

4、是毕业设计教学环节实施的技术准备。

三、设计内容与基本要求（一）运动设计1、传动方案设计 采用集中传动方案2、转述调整范围R选第一组参数进行计算与设计 1.11901000min max ===n n R n 3、公比由已知条件知，该传动系统为单公比传动系统公比41.1=ϕ4、结构式采用4213222238⨯⨯=⋅==z （1）确定系数 018710=+-=+-='Z L R L x n nn ϕ（2）确定结构网和结构式 ①基本组传动副数一般取20=P②基型传动系数的结构式为：4212228⨯⨯=③因为系数00='x ，所以变形传动系统的结构式为：4212228⨯⨯= （3）验算原基本组的变速范围 841.112<='=ϕr（4）验算最末变速组的变速范围895.341.1)12(4)12(43<===-⨯-⨯ϕr 故所选结构式符合要求。

5、绘制转速图1212.1119010001≈=⎪⎭⎫⎝⎛=-u 结构网如下：转速图：6、三角带设计由<<机械设计>>表11.5知2.1=A K（1）计算功率KW P K P A c 4.55.42.1=⨯==。

（2）型号 由kw P c 4.5=，m in /14401r n =及表11.8知应选A 型带。

（3）带轮直径1D ，2D 选mm D 1001=，则mm D D 1501000150012== （4）校核带速V s m n D V /23.56000100010014.3600011=⨯⨯==πs m V /5min ≥；s m V /25max ≤ 所以选的带型号符合要求。

（5）初定中心矩0Amm mm D D A 500~150))(2~6.0(210=+≈取mm A 4000=（6）计算胶带长0L （胶带截面重心层的长度） ()()mm A D D D D A L 1563.142542202122100=-+++=π由表11.4知，选取与0L 最接近的标准计算长度L 及相应的内周长m L 得 mm L 1400=（7）核算胶带的弯曲次数U [][][]1114047.7140023.521000/1000---<=⨯⨯==s s s L mv U符合要求。

（8）实际中心矩A ()mm D D A 69.503882122=--+=αα()2015221=+-=D D L πα （9）核算计带轮的包角︒1α︒≥︒=︒⋅--︒=︒1203.174180180121παA D D （10）确定胶带的根数Z由表11.8知KW P 32.10=，98.01=C 86.298.092.14.510=⨯==C P P Z c 取Z=3根 （11）大带轮结构如下图所示：7、确定变速组齿轮传动副的齿数 Ⅰ-Ⅱ轴双联滑移齿轮组： 由查表法知：10311===ϕZ Z u 取4031==Z Z ，80=Z S 41.111422===ϕZ Z u 取332=Z ，474=ZⅡ-Ⅲ轴双联滑移齿轮组：10753===ϕZ Z u 取4575==Z Z ，90=Z S 2286441.111===ϕZ Z u 取306=Z ，608=ZⅢ-Ⅳ轴双联滑移齿轮组：105==ϕu 50119==Z Z 100=Z S411412106===ϕZ Z u 2010=Z 8012=Z 各级转速校核：以上各级的转速误差全部满足：10(1)%10(1.411)% 4.1%ϕ-<-=-=实际转速标准转速标准转速8、传动系统图(二) 动力设计1. 各传动零件的计算转速① 主轴的计算转速由<<机械制造装备设计>>第二版表3-10可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速。

min /180r n IV ② 各转动轴的计算转速1） 轴Ⅲ有4级转速，其最低转速min /250r 通过双联齿轮使主轴获得两级转速：90和min /355r 。

min /355r 比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴Ⅲ的min /250r 转速也应能传递全部功率，是计算转速。

2） 轴Ⅱ有2级转速，最低转速为min /500r 通过双联齿轮使轴Ⅲ获得两级转速：250和min /500r 。

min /500r 比Ⅱ轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴Ⅱ的min /500r 转速也应能传递全部功率，是计算转速。

3） 轴Ⅰ由电动机直接驱动，转速为min /710r 。

min /710r 转速通过双联齿轮使轴Ⅱ获得两级转速500和min /710r 。

min /710r 比轴Ⅱ的计算转速高，需传递全部功率，故轴Ⅰ的min /710r 转速也应能传递全部功率，是计算转速。

故各轴的计算转速③ 各齿轮的计算转速2. 传动轴直径初定及键的选取Ⅰ轴 KW N N I 29.598.04.5=⨯=⋅=皮ηⅡ轴KW N N I II 98.498.098.029.52=⨯⨯=⋅⋅=齿轴ηηIII 轴 KW N N II III 69.498.098.098.42=⨯⨯=⋅⋅=齿轴ηη IV 轴 KW N N III IV 42.498.098.069.42=⨯⨯=⋅⋅=齿轴ηη[]491ϕj n N d ⋅= ； []︒︒=1~5.0ϕ，取[]︒=8ϕmm d 3.288.071029.59141=⨯=，取mm d 281=选花键：732286⨯⨯⨯mm d 3.308.050098.49142=⨯=，取mm d 322=选花键：636328⨯⨯⨯mm d 6.358.025069.49143=⨯=，取mm d 363=选花键：740368⨯⨯⨯3. 齿轮模数的初步计算()3221][116338jj m dj n u Z N u m σϕ±=mBm =ϕ ，10~6=m ϕ，取8=m ϕ I-II ：27.1710]1370[40404084)4040(163383222=⨯⨯⨯⨯⨯=jZ m II-III ：57.1500]1370[30603084)13060(163383226=⨯⨯⨯⨯⨯+=jZ m III-IV ：94.1500]1370[20802084)12080(1633832212=⨯⨯⨯⨯⨯+=jZ m25.1250]1370[30606084)13060(163383228=⨯⨯⨯⨯⨯+=jZ m 52.1185]1370[50505084)15050(163383229=⨯⨯⨯⨯⨯+=jZ m取全部齿轮的模数2=m齿轮校核：4. 主轴轴颈直径确定1）.主轴前轴颈1D 由教材P157表5-12 知，选取1D 为70~105mm 则去mm D 801=后轴颈()mm D D 68~5685.0~7.012==。

取mm D 602=2).主轴的内孔直径一般7.044<⎪⎭⎫⎝⎛=D d ε，普通车条有选大的趋势则选5.0=ε，mm D D d 35221=+=ε3).主轴前端悬伸量a 初选根据设计方案前后轴承都采用滚动轴承，则取11=D a则 mm a 80=4）主轴支撑跨距由图5-57、174查得前后轴承的刚度分别为：183.1//600/7102121===c c u N c uN c平均直径： mm D 7527080=+=5.主轴弯曲刚度验算主轴受力图：mm N n P T ⋅=⨯⨯=⨯=23450518042.41055.91055.9661 N d T F t 5863211==N F F nt r 2170cos tan ==βα，()24821120'''︒=︒=βα，nN F F t a 1190tan ==β水平面反力：NF R3375.15745217022511901-=⨯-⨯=' N F R9035.15745217022511902=⨯+⨯=' N F F R R 5.29312586321==''='' 水平受力图：水平面弯矩图：垂直受力图：垂直弯矩图：合成弯曲矩图：22MxzMxy M +=轴材料选用45钢淍质 Mpa B 650=σ，Mpa S 360=σ 主轴只需验算大齿轮处弯曲强度 由表3.2所列公式可求的疲劳极限Mpa Bb28665044.044.01=⨯==-σσMpa B19565030.030.01=⨯==-σστ大齿轮截面截距()mm N F M R⋅=⨯=+⋅'=40635459035.225.222 弯曲应力幅MPa W M a 48.9351.0406353=⨯===σσ 弯曲平均应力0=m σ 扭转切应力MPa W T T 35.27352.02345053=⨯==τ 扭转切应力和弯曲平均应力MPa m a 7.13235.272====τττ 有效应力集中系数：由14.23575==d D 和 Mpa B 650=σ 从《机械设计》附录表1中查出45.1=σK ，15.1=τK表面状态系数由从《机械设计》附录表5得92.0=β 尺寸系数 从《机械设计》附录表6得88.0=σε，81.0=r ε 安全系数： 弯曲安全系数设为无限寿命1=N K 由式16.5得62.75.2048.988.092.045.128611=+⨯⨯⨯=+=-mabNK K S σψσβεσσσσσ扭转安全系数74.55.2088.092.048.915.119511=+⨯⨯⨯=+=-ma N r K K S τψσβεστσττ复合安全系数 []s S S S S S 5.189.474.562.774.562.72222>=+⨯=+=τστσ所以 符合要求6.齿轮刚度校核计算经分析知，传动度刚度只需对齿轮为20的齿轮校核，若满足条件要求 ，则其它齿轮也满足条件要求。

齿轮长期工作后，受拉侧先产生疲劳裂纹，因此齿根弯曲疲劳强度计算应以受拉侧为计算依据。

齿根的最大弯曲力矩：αααααcos cos 2cos cos cos 11FF t F n l d T l F l F M ⋅==⋅= 齿根弯曲强度校核公式[]F S F t S b F Y Y Y bmKF Y KY W Ma a a σσσεε≤=⋅=≈[]NPa S Y Y F XN F F 45625.1195.0600minlim=⨯⨯=⋅=σσ（由图12.21知46.2=a F Y ，65.1=a S Y ，68.0=εY ）MPa MPa Y Y Y bm KF a a S F t F 45640468.065.146.224058632<=⨯⨯⨯⨯⨯==εσ 传动无严重过载 刚度符合要求。