8级分级变速主传动系统设计【N=63~710;Z=8级;公比为1.41;P=4kW;电机转速n=1440含4张CAD图】
8级分级变速主传动系统设计【N=63710;Z=8级;公比为1.41;P=4kW;电机转速n=1440含4张CAD图】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609】图纸预览详情如下:
充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸1宁XX 大学课 程 设 计 说 明 书分级变速主传动系统设计(题目 7)所 在 学 院专 业班 级姓 名学 号指 导 老 师年 月 日 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸2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 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸4目 录摘 要.2目 录.4第 1 章 绪论.61.1 课程设计的目的 .61.2 课程设计的内容 .61.2.1 理论分析与设计计算 .61.2.2 图样技术设计 .61.2.3 编制技术文件 .61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 .71.3.1 课程设计题目和主要技术参数 .71.3.2 技术要求 .7第 2 章 运动设计.82.1 运动参数及转速图的确定 .82.1.1 转速范围 .82.1.2 转速数列 .82.1.3 确定结构式 .82.1.4 确定结构网 .82.1.5 绘制转速图和传动系统图 .92.2 确定各变速组此论传动副齿数 .92.3 核算主轴转速误差 .10第 3 章 动力计算.123.1 带传动设计 .123.2 计算转速的计算 .133.3 齿轮模数计算及验算 .143.4 传动轴最小轴径的初定 .173.5 主轴合理跨距的计算 .17第 4 章 主要零部件的选择.19 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸54.1 电动机的选择 .194.2 轴承的选择 .194.3 键的规格 .194.4 变速操纵机构的选择 .19第 5 章 校核.205.1 刚度校核 .205.2 轴承寿命校核 .21第 6 章 结构设计及说明.226.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .226.2 展开图及其布置 .22结 论.23参考文献.24致 谢.24 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸6第 1 章 绪论1.1 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。1.2 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。1.2.1 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。1.2.2 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。1.2.3 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。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸71.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.3.1 课程设计题目和主要技术参数题目 7:分级变速主传动系统设计技术参数:Nmin=63r/min;Nmax=710r/min ;Z=8 级;公比为 1.41;电动机功率 P=4kW;电机转速 n=1440r/min1.3.2 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。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸8第 2 章 运动设计2.1 运动参数及转速图的确定2.1.1 转速范围Rn= = =11.26minaxN637102.1.2 转速数列转速数列。查机械系统设计表 2-9 标准数列表,首先找到 63r/min、然后每隔5 个数取一个值(1.41=1.06 6) ,得出主轴的转速数列为 63 r/min、 90r/min、125r/min、180 r/min、250r/min、 350 r/min,500 r/min,710 r/min 共 8级。2.1.3 确定结构式对于 Z=8 可分解为:Z=2 12224。2.1.4 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 Z=212224,易知第二扩大组的变速范围 r= (P3-1)x=1.414=3.958 满足要求满足要求,其结构网如图 2-1。图 2-1 结构网 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸92.1.5 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: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 2-3:1-2 轴最小中心距:A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-20 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸10图 2-3 主传动系统图(7)齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等,据设计要求 Zmin1820,由表 4.1,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 2-2。表 2-2 齿轮齿数基本组 第一扩大组 第二扩大组传动比1:1 1:2 1:2 1:1.412:1 1:2代号 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5Z Z6Z 齿数 27 27 18 36 25 35 20 40 79 39 39 792.3 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10( -1),即10( -1)n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸11对 Nmax=710r/min,实际转速 Nmax=1440 =707.6r/min 265907329则有=0.334.1 7106.因此满足要求。同理,根据计算得出其他各组的数据如下表:各级转速误差n 710 500 350 250 180 125 90 63n 707.6 500.8 349.2 251.6 179.6 124.8 89.5 64.2误差 0.33 0.41 0.85 0.47 0.15 0.32 0.49 2.41转速误差小于 4.1,因此不需要修改齿数。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸12第 3 章 动力计算3.1 带传动设计输出功率 P=4kw,转速 n1=1440r/min,n2=500r/min(1)确定计算功率:按最大的情况计算 P=4kw ,K 为工作情况系数,查1表 3.5. 取 K=1.0pd=kAP=1.0X4=4kw(2)选择 V 带的型号:根据 pd,n1=1440r/min 参考1 图表 3.16 及表 3.3 选小带轮直径,查表选择 A 型 V带 d1=90mm(3)确定带轮直径 d1,d2小带轮直径 d1=90mm验算带速 v= d1n1/(60X1000)= X90X1440/(60X1000)=6.78m/s从动轮直径 d2=n1d1/n2=1440X90/500=259.2mm 取 d2=265mm 查1表 3.3计算实际传动比 i=d2/d1=265/90=2.95(4)定中心矩 a 和基准带长 Ld1初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2)122.5 a0 710 取 ao=700mm2带的计算基准长度Ld02a0+ (d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a02x700+ (90+265)/2+(265-90)2/4X700 2399mm查1表 3.2 取 Ld0=2400mm3计算实际中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=700+(2400-2399)=700.5mm4确定中心距调整范围amax=a+0.03Ld=700.5+0.03X2400=772.5mmamin=a-0.015Ld=700.5-0.015X2400=664.5mm(5)验算包角: 1=1800-(d 2-d1)/aX57.3 0=1800-(265-90)/700.5X57.30=17201200(6)确定 V 带根数: 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸13确定额定功率:P 0由查表并用线性插值得 P0=0.15kw查1表 37 得功率增量 P0=0.13kw:查1表 38 得包角系数 K =0.99查1表 3 得长度系数 Kl=0.81确定带根数:Z=P /(P +P )K K C0L=4.0/(1.05+0.13)X0.99X0.81=4.22 取 Z=53.2 计算转速的计算(1).主轴的计算转速 由机械系统设计表3-2中的公式 63 119.74r/min )13/8(4.取计算转速为125r/min(2). 传动轴的计算转速 在转速图上,轴在最低转速63r/min时经过传动组传动副。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nj=250/min,轴计算转速为 =250 r/min(2)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这转速都在恒功率区间内,即都要求传递最大功率所以齿轮Z3的计算转速为这3转速的最小值即 =125/min38jzn各计算转速入表 3-1。表 3-1 各轴计算转速(3) 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 装在主轴上并具有级转速,其中只有6125r/min 传递全功率,故 Z j=125 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速,如表 3-62。轴 号 轴 轴 轴 IV 轴计算转速 r/min 500 500 250 125 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸14表 3-2 齿轮副计算转速序号 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j500 500 250 250 1253.3 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率4.096.3.80()brpnkw额213875g3.5.1()r10937gpnk主2、轴径设计及键的选取轴一: ,取 带入公式:13.8kw.。【 】 有, ,圆整取49jPdn23.dm24dm选花键: 60轴二: ,取 带入公式:23.5pkw.9。【 】 有, ,圆整取491jPdn27.3dm30dm选花键: 836轴三: ,取 带入公式:3.5pkw0.9。【 】 有, ,圆整取491jPdn34.7dm35dm选花键: 860主轴:选择主轴前端直径 ,后端直径19D210.7.8DD:( )取 ,则平均直径 。2D65m7.5对于普通车床,主轴内孔直径 ,故本例之中,主轴内孔直径取为(0.6)d4d 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸15支承形式选择两支撑,初取悬伸量 ,支撑跨距 。90am520Lm选择平键连接, 214,bhl3、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 mj=16338 可得各组的模数,如表 3-321)(jjmnuzP3 所示。45 号钢整体淬火, 10jMP按接触疲劳计算齿轮模数 m 1-2 轴由公式 mj=16338 可得 mj=3.165,m=4mm321)(jjnuz2-3 轴由公式 mj=16338 可得 mj=3.64,取 m=4mm321)(jjmP3-4 主轴由公式 mj=16338 可得 mj=3.85,取 m=4mm321)(jjnuz表 3-3 模数(2)基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2齿数 27 27 18 36分度圆直径 108 108 72 144齿顶圆直径 116 116 80 152齿根圆直径 98 98 62 134组号 基本组 第一扩大组模数 mm 4 4 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸16齿宽 32 32 32 32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: 齿面接触疲劳强度计算:接触应力验算公式为jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为:wswPaBYnz)(109235式中 N-传递的额定功率(kW) ,这里取 N 为电动机功率,N=4kW;-计算转速(r/min). =500(r/min);jnjm-初算的齿轮模数(mm), m=4(mm);B-齿宽(mm);B=28(mm);z-小齿轮齿数;z=18;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78;-寿命系数;sK=sTnNKq-工作期限系数;TmTC016T-齿轮工作期限,这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速( r/min), =500(r/min)1n1n 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸17-基准循环次数,接触载荷取 = ,弯曲载荷取 =0C0C710C612m-疲劳曲线指数,接触载荷取 m=3;弯曲载荷取 m=6;-转速变化系数,查【5】2 上,取 =0.60nKnK-功率利用系数,查【5】2 上,取 =0.78N N-材料强化系数,查【5】2 上, =0.60q q-工作状况系数,取 =1.13K3K-动载荷系数,查【5】2 上,取 =12-齿向载荷分布系数,查【5】2 上, =1 1 1KY-齿形系数,查 【5】2 上,Y=0.386;-许用接触应力(MPa),查【4】 ,表 4-7,取 =650 Mpa;j j-许用弯曲应力( MPa) ,查【4】 ,表 4-7,取 =275 Mpa;w w根据上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa jj=78 Mpaww(3)扩大组齿轮计算。第 2 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z3 Z3 Z4 Z4齿数 25 35 20 40分度圆直径 100 140 80 160齿顶圆直径 108 213 88 168齿根圆直径 90 199.5 70 150 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸18齿宽 32 32 32 32第 2 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z5 Z5 Z6 Z6齿数 79 39 39 79分度圆直径 316 156 156 316齿顶圆直径 324 164 164 324齿根圆直径 306 146 146 306齿宽 32 32 32 32按扩大组最小齿轮计算。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。同理根据基本组的计算,查文献【6】 ,可得 =0.62, =0.77, =0.60, =1.1,nKNqK3=1, =1,m=3.5, =355;2K1j可求得:=619 Mpa jj=135Mpa ww3.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=4KW,根据 【1】表 3.20,前轴径应为 6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的 d2=( 0.70.9)d 1,取 d2=60mm。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 a=120mm,主轴孔径为 30mm。轴承刚度,主轴最大输出转矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP905 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸19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 0.09m;切削力(沿 y 轴) Fc= =4716N09.42背向力(沿 x 轴) Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上,主轴端受力为 F=5272.65N。先假设 l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分别为RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根据 文献【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的刚度:K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ;K B= 785.57 N/ ; = =2.15mmBAK57.6主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm,故惯性矩为I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2查【1】图 3-38 得 =2.0,与原假设接近,所以最佳跨距 =1202.0=240mml0 0l合理跨距为(0.75-1.5) ,取合理跨距 l=360mm。0l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 D=100mm,后轴径 d=80mm。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。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸20第 4 章 主要零部件的选择 4.1 电动机的选择转速n1440r/min,功率P4kW选用Y系列三相异步电动机 4.2 轴承的选择I轴:与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴:对称布置深沟球轴承6009III轴:后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.3 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。第 5 章 校核5.1 主轴的校核(a) 主轴的前端部挠度 0.250.1sy(b) 主轴在前轴承处的倾角 rad容 许 值 轴 承 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸21(c) 在安装齿轮处的倾角 0.1rad容 许 值 齿6517085236850915D1.07 879il mL 平 均 总E 取为 ,52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI434910.9253.922zpF Ndn主 计件 ( ),.57()yzN0.17()xzFN由于小齿轮的传动力大,这里以小齿轮来进行计算 4429102953.852)QPFmzn主计主 主 (将其分解为垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl Nm:件25764(yyl件131025)xxFd:件主轴载荷图如下所示: 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸22由上图可知如下数据:a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算(在垂直平面), ,1()6QZFabclyEI2()3ZFcylEI3(23)6zMcylEI230.17sz, ,()QZabIl齿 1 (2)6ZlcI齿 2 (3)ZlcI齿 35.9齿 齿 齿 2齿 3, ,()6QZFlEI轴 承 1 zFlEI轴 承 23ZMlI轴 承5.10轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3计算(在水平面), ,1()6QyFabclEI2()3yFclEI3()(23)6yxclEI230.17sy 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸23, ,()3QyFabEIl齿 1 (23)6yFlcEI齿 2()(3yxMlcEI齿 351.80齿 齿 齿 2齿 3, ,()6QylI轴 承 1 ylI轴 承 2()3yxlI轴 承5.轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3合成: 20.18.sszyy2501齿 齿 齿 .3.轴 承 轴 承 Z轴 承 Y5.2 轴承寿命校核由 轴最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承,=3;P=XF r+YFaX=1,Y=0。对轴受力分析得:前支承的径向力 Fr=2642.32N。由轴承寿命的计算公式:预期的使用寿命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h轴承寿命满足要求。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸24第 6 章 结构设计及说明6.1 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 0 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。6.2 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。I 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。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸25结 论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,由于笔者水平有限,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 XX 老师的精心指导和帮助,在此表示衷心的感谢。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸26参考文献【1】候珍秀.机械系统设计.哈尔滨工业大学出版社,修订版;【2】 、于惠力 主编 机械设计 科学出版社 第一版【3】 、戴 曙 主编 金属切削机床设计 机械工业出版社【4】 、戴 曙 主编 金属切削机床 机械工业出版社 第一版【4】 、赵九江 主编 材料力学 哈尔滨工业大学出版社 第一版【6】 、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸27致 谢在设计成过程中,感谢很多人的帮助和指点,首先我要感谢我的母校的辛勤培育,感谢院系各位老师四年来的谆谆教诲,感谢他们默默的栽培我。本次设计是在我的导师 XX 教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度,严谨的治学精神,精益求精的工作作风,深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成,老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持,在此,谨向教师表示衷心的感谢和崇高的敬意!。此外,在毕业设计过程中,也得到了其他老师和同学的帮助,设计任务一直在很好的氛围中进行,在这里,也向他们表示真诚的感谢!再次向设计中所有提供过帮助的人表示感谢!1宁XX 大学课 程 设 计 说 明 书分级变速主传动系统设计(题目 7)所 在 学 院专 业班 级姓 名学 号指 导 老 师年 月 日2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4目 录摘 要.2目 录.4第 1 章 绪论.61.1 课程设计的目的 .61.2 课程设计的内容 .61.2.1 理论分析与设计计算 .61.2.2 图样技术设计 .61.2.3 编制技术文件 .61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 .71.3.1 课程设计题目和主要技术参数 .71.3.2 技术要求 .7第 2 章 运动设计.82.1 运动参数及转速图的确定 .82.1.1 转速范围 .82.1.2 转速数列 .82.1.3 确定结构式 .82.1.4 确定结构网 .82.1.5 绘制转速图和传动系统图 .92.2 确定各变速组此论传动副齿数 .92.3 核算主轴转速误差 .10第 3 章 动力计算.123.1 带传动设计 .123.2 计算转速的计算 .133.3 齿轮模数计算及验算 .143.4 传动轴最小轴径的初定 .173.5 主轴合理跨距的计算 .17第 4 章 主要零部件的选择.1954.1 电动机的选择 .194.2 轴承的选择 .194.3 键的规格 .194.4 变速操纵机构的选择 .19第 5 章 校核.205.1 刚度校核 .205.2 轴承寿命校核 .21第 6 章 结构设计及说明.226.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .226.2 展开图及其布置 .22结 论.23参考文献.24致 谢.246第 1 章 绪论1.1 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。1.2 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。1.2.1 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。1.2.2 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。1.2.3 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。71.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.3.1 课程设计题目和主要技术参数题目 7:分级变速主传动系统设计技术参数:Nmin=63r/min;Nmax=710r/min ;Z=8 级;公比为 1.41;电动机功率 P=4kW;电机转速 n=1440r/min1.3.2 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。8第 2 章 运动设计2.1 运动参数及转速图的确定2.1.1 转速范围Rn= = =11.26minaxN637102.1.2 转速数列转速数列。查机械系统设计表 2-9 标准数列表,首先找到 63r/min、然后每隔5 个数取一个值(1.41=1.06 6) ,得出主轴的转速数列为 63 r/min、 90r/min、125r/min、180 r/min、250r/min、 350 r/min,500 r/min,710 r/min 共 8级。2.1.3 确定结构式对于 Z=8 可分解为:Z=2 12224。2.1.4 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 Z=212224,易知第二扩大组的变速范围 r= (P3-1)x=1.414=3.958 满足要求满足要求,其结构网如图 2-1。图 2-1 结构网 92.1.5 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: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 2-3:1-2 轴最小中心距:A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-2010图 2-3 主传动系统图(7)齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等,据设计要求 Zmin1820,由表 4.1,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 2-2。表 2-2 齿轮齿数基本组 第一扩大组 第二扩大组传动比1:1 1:2 1:2 1:1.412:1 1:2代号 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5Z Z6Z 齿数 27 27 18 36 25 35 20 40 79 39 39 792.3 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10( -1),即10( -1)n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 11对 Nmax=710r/min,实际转速 Nmax=1440 =707.6r/min 265907329则有=0.334.1 7106.因此满足要求。同理,根据计算得出其他各组的数据如下表:各级转速误差n 710 500 350 250 180 125 90 63n 707.6 500.8 349.2 251.6 179.6 124.8 89.5 64.2误差 0.33 0.41 0.85 0.47 0.15 0.32 0.49 2.41转速误差小于 4.1,因此不需要修改齿数。12第 3 章 动力计算3.1 带传动设计输出功率 P=4kw,转速 n1=1440r/min,n2=500r/min(1)确定计算功率:按最大的情况计算 P=4kw ,K 为工作情况系数,查1表 3.5. 取 K=1.0pd=kAP=1.0X4=4kw(2)选择 V 带的型号:根据 pd,n1=1440r/min 参考1 图表 3.16 及表 3.3 选小带轮直径,查表选择 A 型 V带 d1=90mm(3)确定带轮直径 d1,d2小带轮直径 d1=90mm验算带速 v= d1n1/(60X1000)= X90X1440/(60X1000)=6.78m/s从动轮直径 d2=n1d1/n2=1440X90/500=259.2mm 取 d2=265mm 查1表 3.3计算实际传动比 i=d2/d1=265/90=2.95(4)定中心矩 a 和基准带长 Ld1初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2)122.5 a0 710 取 ao=700mm2带的计算基准长度Ld02a0+ (d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a02x700+ (90+265)/2+(265-90)2/4X700 2399mm查1表 3.2 取 Ld0=2400mm3计算实际中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=700+(2400-2399)=700.5mm4确定中心距调整范围amax=a+0.03Ld=700.5+0.03X2400=772.5mmamin=a-0.015Ld=700.5-0.015X2400=664.5mm(5)验算包角: 1=1800-(d 2-d1)/aX57.3 0=1800-(265-90)/700.5X57.30=17201200(6)确定 V 带根数:13确定额定功率:P 0由查表并用线性插值得 P0=0.15kw查1表 37 得功率增量 P0=0.13kw:查1表 38 得包角系数 K =0.99查1表 3 得长度系数 Kl=0.81确定带根数:Z=P /( P +P )K K C0L=4.0/(1.05+0.13)X0.99X0.81=4.22 取 Z=53.2 计算转速的计算(1).主轴的计算转速 由机械系统设计表3-2中的公式 63 119.74r/min )13/8(4.取计算转速为125r/min(2). 传动轴的计算转速 在转速图上,轴在最低转速63r/min时经过传动组传动副。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nj=250/min,轴计算转速为 =250 r/min(2)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这转速都在恒功率区间内,即都要求传递最大功率所以齿轮Z3的计算转速为这3转速的最小值即 =125/min38jzn各计算转速入表 3-1。表 3-1 各轴计算转速(3) 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 装在主轴上并具有级转速,其中只有6125r/min 传递全功率,故 Z j=125 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速,如表 3-62。轴 号 轴 轴 轴 IV 轴计算转速 r/min 500 500 250 12514表 3-2 齿轮副计算转速序号 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j500 500 250 250 1253.3 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率4.096.3.80()brpnkw额213875g3.5.1()r10937gpnk主2、轴径设计及键的选取轴一: ,取 带入公式:13.8kw.。【 】 有, ,圆整取49jPdn23.dm24dm选花键: 60轴二: ,取 带入公式:23.5pkw.9。【 】 有, ,圆整取491jPdn27.3dm30dm选花键: 836轴三: ,取 带入公式:3.5pkw0.9。【 】 有, ,圆整取491jPdn34.7dm35dm选花键: 860主轴:选择主轴前端直径 ,后端直径19D210.7.8DD:( )取 ,则平均直径 。2D65m7.5对于普通车床,主轴内孔直径 ,故本例之中,主轴内孔直径取为(0.6)d4d15支承形式选择两支撑,初取悬伸量 ,支撑跨距 。90am520Lm选择平键连接, 214,bhl3、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 mj=16338 可得各组的模数,如表 3-321)(jjmnuzP3 所示。45 号钢整体淬火, 10jMP按接触疲劳计算齿轮模数 m 1-2 轴由公式 mj=16338 可得 mj=3.165,m=4mm321)(jjnuz2-3 轴由公式 mj=16338 可得 mj=3.64,取 m=4mm321)(jjmP3-4 主轴由公式 mj=16338 可得 mj=3.85,取 m=4mm321)(jjnuz表 3-3 模数(2)基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2齿数 27 27 18 36分度圆直径 108 108 72 144齿顶圆直径 116 116 80 152齿根圆直径 98 98 62 134组号 基本组 第一扩大组模数 mm 4 416齿宽 32 32 32 32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: 齿面接触疲劳强度计算:接触应力验算公式为jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为:wswPaBYnz)(109235式中 N-传递的额定功率(kW) ,这里取 N 为电动机功率,N=4kW;-计算转速(r/min). =500(r/min);jnjm-初算的齿轮模数(mm), m=4(mm);B-齿宽(mm);B=28(mm);z-小齿轮齿数;z=18;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78;-寿命系数;sK=sTnNKq-工作期限系数;TmTC016T-齿轮工作期限,这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速( r/min), =500(r/min)1n1n17-基准循环次数,接触载荷取 = ,弯曲载荷取 =0C0C710C612m-疲劳曲线指数,接触载荷取 m=3;弯曲载荷取 m=6;-转速变化系数,查【5】2 上,取 =0.60nKnK-功率利用系数,查【5】2 上,取 =0.78N N-材料强化系数,查【5】2 上, =0.60q q-工作状况系数,取 =1.13K3K-动载荷系数,查【5】2 上,取 =12-齿向载荷分布系数,查 【5】2 上, =1 1 1KY-齿形系数,查 【5】2 上,Y=0.386;-许用接触应力(MPa),查【4】 ,表 4-7,取 =650 Mpa;j j-许用弯曲应力(MPa) ,查【4】 ,表 4-7,取 =275 Mpa;w w根据上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa jj=78 Mpaww(3)扩大组齿轮计算。第 2 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z3 Z3 Z4 Z4齿数 25 35 20 40分度圆直径 100 140 80 160齿顶圆直径 108 213 88 168齿根圆直径 90 199.5 70 15018齿宽 32 32 32 32第 2 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z5 Z5 Z6 Z6齿数 79 39 39 79分度圆直径 316 156 156 316齿顶圆直径 324 164 164 324齿根圆直径 306 146 146 306齿宽 32 32 32 32按扩大组最小齿轮计算。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。同理根据基本组的计算,查文献【6】 ,可得 =0.62, =0.77, =0.60, =1.1,nKNqK3=1, =1,m=3.5, =355;2K1j可求得:=619 Mpa jj=135Mpa ww3.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=4KW,根据 【1】表 3.20,前轴径应为 6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的 d2=( 0.70.9)d 1,取 d2=60mm。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 a=120mm,主轴孔径为 30mm。轴承刚度,主轴最大输出转矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP90519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 0.09m;切削力(沿 y 轴) Fc= =4716N09.42背向力(沿 x 轴) Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上,主轴端受力为 F=5272.65N。先假设 l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分别为RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根据 文献【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的刚度:K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ;K B= 785.57 N/ ; = =2.15mmBAK57.6主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm,故惯性矩为I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2查【1】图 3-38 得 =2.0,与原假设接近,所以最佳跨距 =1202.0=240mml0 0l合理跨距为(0.75-1.5) ,取合理跨距 l=360mm。0l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 D=100mm,后轴径 d=80mm。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。20第 4 章 主要零部件的选择 4.1 电动机的选择转速n1440r/min,功率P4kW选用Y系列三相异步电动机 4.2 轴承的选择I轴:与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴:对称布置深沟球轴承6009III轴:后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.3 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。第 5 章 校核5.1 主轴的校核(a) 主轴的前端部挠度 0.250.1sy(b) 主轴在前轴承处的倾角 rad容 许 值 轴 承21(c) 在安装齿轮处的倾角 0.1rad容 许 值 齿6517085236850915D1.07 879il mL 平 均 总E 取为 ,52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI434910.9253.922zpF Ndn主 计件 ( ),.57()yzN0.17()xzFN由于小齿轮的传动力大,这里以小齿轮来进行计算 4429102953.852)QPFmzn主计主 主 (将其分解为垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl Nm:件25764(yyl件131025)xxFd:件主轴载荷图如下所示:22由上图可知如下数据:a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算(在垂直平面), ,1()6QZFabclyEI2()3ZFcylEI3(23)6zMcylEI230.17sz, ,()QZabIl齿 1 (2)6ZlcI齿 2 (3)ZlcI齿 35.9齿 齿 齿 2齿 3, ,()6QZFlEI轴 承 1 zFlEI轴 承 23ZMlI轴 承5.10轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3计算(在水平面), ,1()6QyFabclEI2()3yFclEI3()(23)6yxclEI230.17sy23, ,()3QyFabEIl齿 1 (23)6yFlcEI齿 2()(3yxMlcEI齿 351.80齿 齿 齿 2齿 3, ,()6QylI轴 承 1 ylI轴 承 2()3yxlI轴 承5.轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3合成: 20.18.sszyy2501齿 齿 齿 .3.轴 承 轴 承 Z轴 承 Y5.2 轴承寿命校核由 轴最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承,=3;P=XF r+YFaX=1,Y=0。对轴受力分析得:前支承的径向力 Fr=2642.32N。由轴承寿命的计算公式:预期的使用寿命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h轴承寿命满足要求。24第 6 章 结构设计及说明6.1 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 0 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。6.2 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。I 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。25结 论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,由于笔者水平有限,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 XX 老师的精心指导和帮助,在此表示衷心的感谢。26参考文献【1】候珍秀.机械系统设计.哈尔滨工业大学出版社,修订版;【2】 、于惠力 主编 机械设计 科学出版社 第一版【3】 、戴 曙 主编 金属切削机床设计 机械工业出版社【4】 、戴 曙 主编 金属切削机床 机械工业出版社 第一版【4】 、赵九江 主编 材料力学 哈尔滨工业大学出版社 第一版【6】 、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 27致 谢在设计成过程中,感谢很多人的帮助和指点,首先我要感谢我的母校的辛勤培育,感谢院系各位老师四年来的谆谆教诲,感谢他们默默的栽培我。本次设计是在我的导师 XX 教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度,严谨的治学精神,精益求精的工作作风,深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成,老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持,在此,谨向教师表示衷心的感谢和崇高的敬意!。此外,在毕业设计过程中,也得到了其他老师和同学的帮助,设计任务一直在很好的氛围中进行,在这里,也向他们表示真诚的感谢!再次向设计中所有提供过帮助的人表示感谢!
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