8级分级变速主传动系统设计【N=600~53;Z=8;公比为1.41;P=4kW;电机转速n=1440含5张CAD图】
8级分级变速主传动系统设计【N=60053rmin;Z=8;公比为1.41;P=4kW;电机转速n=1440含5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- I -分级变速主传动系统设计摘 要本设计从下达任务起,经过查阅文献资料入手,历经两周的时间完成。在设计中,首先根据课程设计所要求的技术参数确定设计中所需的各级转速,然后确定机床主轴箱的主传动系统结构,拟订机床的结构网和转速图;查资料,根据转速图确定机床内的各个主要零件的计算转速,根据计算转速确定各级传动的传动比,根据传动比来确定各级传动的齿轮配合的齿轮齿数。根据机床主轴箱的传动链来计算各级转速的实际值与理论值之间的误差。在设计中主要是要计算主轴箱里各个零件的选用是否满足要求以及原动机与主轴箱间的动力传递装置的计算。主轴箱的计算包括摩擦离合器的校核、齿轮的校核、轴的校核、轴承的校核、键的校核、主轴的校核计算等。原动机与主轴箱的动力传递采用的是带传动装置。最后根据资料和参考同类机床来设计该铣床的主传动系统,并绘制其装配图。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- II -目 录第 1 章 绪论 .11.1 课程设计的目的 .11.2 课程设计的内容 .11.2.1 理论分析与设计计算 .11.2.2 编制技术文件 .1第 2 章 课程设计相关 .22.1 课程设计题目 .22.2 技术要求 .22.3 前期准备 .2第 3 章 运动设计 .33.1 运动参数及转速图的确定 .33.1.1 转速范围 .33.1.2 转速数列 .33.2 确定结构网、结构式 .33.3 绘制转速图 .53.4 绘制传动系统图 .53.5 确定各变速组齿轮传动副的齿数 .73.6 验算执行轴的转速误差 .8第 4 章 动力计算 .104.1 传动零件的初步计算 .104.1.1 主轴的计算转速 .104.1.2 传动轴的计算转速 .104.1.3 确定传动齿轮的计算转速 .114.2 轴径的设计 .114.2.1 计算各传动轴的输出功率 .114.2.2 轴径设计 .124.3 齿轮相关计算 .124.3.1 齿轮模数的确定 .124.3.2 齿轮参数的确定 .13第 5 章 主要零部件的选择 .155.1 电动机的选择 .155.2 轴承的选择 .155.3 变速操纵机构的选择 .15 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- III -5.4 键的选择 .155.5 三角胶带传动的计算和选定 .155.5.1 确定计算功率 .155.5.2 选择 V 带的型号 .165.5.3 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v .165.5.4 确定中心距 a,选择 V 带的基准长度 Ld.165.5.5 确定带的根数 .175.5.6 确定带的初拉力 .17第 6 章 校核 .186.1 直齿圆柱齿轮的应力验算 .186.2 齿轮精度的确定 .206.3 传动轴的弯曲刚度验算 .206.4 轴承寿命的验算 .22第 7 章 结构设计及说明 .237.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .237.2 展开图及其布置 .23结论 .24参考文献 .25致谢 .26 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 1 -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,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。1.2.2 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- 2 -第 2 章 课程设计相关2.1 课程设计题目根据我们组的知识水平和实际情况,通过和老师的协商与协调,我们组选择的课题如下:题目:分级变速主传动系统设计主要技术参数:=600r/min; =53r/min;Z=8 级;公比为 1.41;电动机功率P=4kW; =1440r/min。2.2 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。2.3 前期准备我们小组在获得课程设计的题目之后,第一时间明确了设计任务,并仔细阅读机械系统设计课程设计提纲,了解课程设计的目的、内容、技术要求和设计步骤。然后在王老师的指导下,拟订工作进度计划;查阅必要的图书、杂志、手册、产品图纸、同类型机械系统(或机床)说明书和其它有关设计参考资料;熟悉专业标准,便于设计时采用。同时我特别对机械系统(或机床)的用途、特点,主要参数、传动结构、操纵机构、零部件的功用及结构进行分析研究,力求做到理解、消化并进而能有所改进。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 3 -第 3 章 运动设计3.1 运动参数及转速图的确定3.1.1 转速范围转速范围 又称变速范围,是指最高转速 与最低转速 的比值,即公式(3-1 ):(3-1)本题中 =600r/min, =53r/min,计算得 =11.3。3.1.2 转速数列对于分级变速传动系统,应输出一系列的转速值,以满足机械系统的不同工作要求。本系统要求 8 级变速,且转速范围由两个转速、功率不尽相同的电动机实现。查机械系统设计 1表 2-9 标准数列表,首先找到53r/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53r/min、75r/min、106r/min、150r/min、212r/min、 300 r/min, 425r/min,600 r/min。3.2 确定结构网、结构式在设计传动系统时,为了便于分析和比较不同的传动方案,常利用结构网和结构式。结构网可看成一个简化的转速图,只表示各传动组内传动比的相对关系,而不表示转速值的大小和各传动副的传动比值。根据“前密后疏” 、“升 2 降 4”、 “前慢后快”等原则,确定了如图 3-1 所示的结构网。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 4 -图 3-1 结构网结构网的表达比较直观,易于理解,但绘制比较麻烦。因此可以用简单的结构式带替代结构网,结构式的一般书写形式为(3-2)式中,Z 为传动系统的转速级数; 为传动组 a,b 和 c 的传动副数; 为传动组 a,b 和 c 的级比指数。对于机构式,由于 ,因两轴间变速组的传动副数多采用 2lg1nRz或 3,在设计简单变速系统时,变速级数应选为 Z=3m2n 的形式,式中m、n 为正整数。在本题中,级数为 8,分析后可分解为Z=212224 现在我们检验变速范围最大的第二扩大组,其变速范围即(3-3) 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 5 -式中,x i 为传动组的级比指数; pi 为传动组的传动副数。计算得 ,满足变速范围的要求。3.3 绘制转速图(1)选定电动机:由于该机械系统无特殊性能要求,因此采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机, 系列电动机高效、节能、起动Y转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据题目要求,选择的电动机功率 P=4kW,电机转速 =1440r/min。(2)分配总降速传动比:总降速传动比为 un = nd / nmin,式中 nmin 为主轴最低转速。由于该传动系统主轴转速不是标准序列,考虑需要增加定比转动副,以使转速数列符合标准或有利于减少齿数和径向与轴向尺寸,并分担总降速传动比。然后,将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的变速组中的最小传动比。(3)确定传动轴的轴数:传动轴数=变速组数+定比传动组数+1,该系统有 3 个变速组,1 个定比传动组,因此传动轴数为 5。(4)先按传动轴数及执行轴(或主轴)转速级数格距 画出网格,lg用以绘制转速图。在绘制转速图中,应先分配从电动机转速到执行轴(或主轴)最低转速的总降速比,在串联的两轴之间画 。再按结构网(1)minku(或结构式)的级比分配规律画上各变速组的传动比射线,从而确定了各传动副的传动比。根据上述分析,作出转速图 3-2。3.4 绘制传动系统图因为各零件的参数尚未确定,因此一般应根据转速图,先按各传动副的传动比拟订出主传动系统的草图,再修改草图成为正式的传动系统图。传动系统图应根据国家标准机械制图中的机构运动简图符号(GB4460-84)进行绘制,按传动顺序画出由电动机经各传动轴至执行轴(或主轴)的传动系统。传动轴上的齿轮轴向位置大致与展开图相对应,画出轴承符号,标上轴号、齿轮的齿数及模数、皮带轮直径、电动机的型号、功率和转速等。传动系统图如图 3-2 所示。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 6 -图 3-2 转速图图 3-3 传动系统图 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 7 -3.5 确定各变速组齿轮传动副的齿数对于各变速组齿轮传动副的齿数,我们可采用计算法或查表法(参见教材表 3-1)确定各传动副齿轮的齿数。针对本题的具体情况,我们采用查表法进行分析。初步确定齿轮传动副的最小齿数,和为了缩小径向尺寸及降低齿轮的线速度, 应小些。表 3-1 齿轮齿数基本组 第 1 扩大组 第 2 扩大组传动比1:1 1:1.41 1:1.41 1:2.8 1:1 1:4代号 Z1 Z1、 Z2 Z2、 Z3Z3、 Z4 Z4、 Z5 Z5、 Z6 Z6、齿数 36 36 30 42 36 51 23 64 50 50 20 80(1)受齿轮最小齿数 的限制,在主传动系统中一般取 18-20 齿,以避免产生根切现象。(2)套装在轴上的小齿轮还应考虑齿根圆到其轮毂键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚(或不小于 2m,m 为齿轮模数) ,以防止轮毂断裂,则其最小齿数 应为minz1.03 +5.6 (3-5)式中 D齿轮花键孔的外径(mm),单键槽的取其孔中心至键槽槽底尺寸的两倍; m齿轮模数(mm) 。(3) 还受最小传动比 和允许的最大齿数和 的约束,主 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 8 -传动系统的最小极限传动比取 。一般在机械系统中取 =70-100 齿,取 =120 齿。(4)选取 时,不要使两轴中心距过小,否则可能导致两轴轴承过近,甚至发生轴承安装干涉。在多轴变速系统中,还可能使相邻变速组的齿顶圆与轴相碰,应按(2)检查 ,式中 D 为相应的 ,即前后两轴齿顶圆外径。3.6 验算执行轴的转速误差传动系统输出的实际转速(配齿后实际计算出的转速)与理论转速(转速图上要求的转速)之间允许有一定的误差,但不能过大。实际传动比所造成的执行轴(或主轴)转速误差,一般不应超过,即10( )% (3-6)下面对一个具体的转速进行分析, =53r/min 时,实际转速 1440。118200304223642080=54.52根据公式(3-6) ,误差值为 2.8%4.1%,因此满足题目的设计要求,不需要重新设计齿轮齿数。同理,根据计算得出其他各组的数据如下表 3-2 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 9 -表 3-2 转速误差分析表600 425 300 212 150599.72 428.37 305.33 218.09 149.93误差(%) 0.4 0.8 1.7 2.8 0.4106 75 53107.09 76.33 54.52误差(%) 1.0 1.7 2.8 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 10 -第 4 章 动力计算初步计算是为了大致确定各传动零件的主要尺寸(如传动轴的直径和齿轮的模数等) ,以便绘制传动系统变速箱的轴系展开草图。在绘制草图布置各零件的过程中,同时应考虑零件结构的工艺性,进一步确定各零件的其他结构参数,一些数据要按有关标准选取。由于结构的某些参数未定以及方案可能修改,所以应按简化公式进行初步计算以加快计算速度。零件在计算时,首先需要知道其计算转速值 nj(即参与传递全功率的最低转速,或传递全扭矩的最高转速) 。各零件的计算转速可根据已确定的转速图,可按执行轴的计算转速、传动齿轮的计算转速和传动轴的计算转速分别进行确定(参见教材第 3 章 3.2.5) 。4.1 传动零件的初步计算4.1.1 主轴的计算转速由机械系统设计表 3-2 中的公式(4-1)计算得 =93.96r/min,取 =94r/min。4.1.2 传动轴的计算转速轴在最低转速 212r/min 时,经过传动组 50:50 的传动副,得到主轴转速 212r/min。这个转速高于主轴的计算转速 ,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 =212r/min。同理轴、轴的计算转速分别为 nj =600r/min,n j =800r/min。计算转速有很重要的作用, 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 11 -根据该方法,现确定各个轴计算转速如下表 4-1 所示。表 4-1 各轴的计算转速轴号 轴 轴 轴 轴计算转速( r/min)800 600 212 944.1.3 确定传动齿轮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,因此只需求取危险小齿轮的计算转速。在传动组-轴中, 齿数低,需要验算。其对应的转速较低的几个值为 212r/min,300r/min,425r/min,与其啮合的 Z80 对应的转速为53r/min,75r/min,106r/min。106r/min 高于计算转速,即 =212r/min。表 4-2 传动齿轮的计算转速齿轮代号计算转速( r/min)850 600 600 2124.2 轴径的设计4.2.1 计算各传动轴的输出功率在现实情况中,轴的输出功率会不断的发生损耗,因此计算实际功率时,要考虑效率的影响。P1=P 额 b r=4.0 0.96 0.99=3.80KWP2=P1 g r=3.8 0.97 0.99=3.65KWP3=P2 g r=3.65 0.97 0.99=3.51KWP4=P3 g r=3.51 0.97 0.99=3.37KW 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 12 -4.2.2 轴径设计现在要对轴径进行设计,轴径的计算公式即d=91 (4-2)式中 d 传动轴的直径(mm) ;P 该轴传递的额定扭矩(MPa) ;N 该轴传递的功率(kW) ;该轴的计算转速(r/min) ;jn 该轴每米长度允许的扭转角(deg/m) ,一般传动轴取 =0.51 。 针对具体的条件,我们取 =0.9,得轴、的直径分别为24.52mm、31.03mm、38.85mm,圆整后并根据最简原则,直径最终值为25mm、32mm、40mm。根据课本 4.3.6 小节,执行轴的设计要首先确定其前轴径直径,这里我们选 d1=60mm,后轴径 d2 可按 d2=(0.70.9)d 1 确定,取 d2=50mm。设计时,应尽量使执行轴的截面变化量小,即执行轴的外径尺寸在满足要求的条件下变化要小。4.3 齿轮相关计算4.3.1 齿轮模数的确定一般在同一变速组中的齿轮取相同模数,选择负荷最重的小齿轮,按简化的接触疲劳强度公式进行计算(4-3)jmdj nuZN21)(638式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数; 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 13 -驱动电动机功率(kW) ;dN被计算齿轮的计算转速(r/min) ;jnu大齿轮齿数与小齿轮齿数比,外啮合取“+” ,内啮合取“-” ;小齿轮的齿数(齿) ;1z齿宽系数, (B 为齿宽,m 为模数) , ;m410m材料的许用接触应力( ) ,为了节约合金钢材,对大j MPa多数钢质传动零件均可采用优质中碳钢(常用 45 或 50 钢)进行适当的热处理(正火,调质或表面淬火等),故本题选择 45 号钢整体淬火,查表后得 =580MPa。j计算得基本组、第一扩大组、第二扩大组的模数分别为2.07,2.26,2.43,因此由于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 mj=2。4.3.2 齿轮参数的确定现将直齿轮参数的计算公式罗列如下(单位 mm):分度圆直径 (4-4)齿顶圆直径 (4-5)齿根圆直径 (4-6)齿宽 (4-7)在本例中, h*a=1,c *=0.25,取 m=8。在齿轮上,介于齿顶圆和分度圆之间的齿轮部分称为,其径向高度称为齿顶高,用 ha 表示。介于齿根圆和分度圆之间的轮齿部分称为齿根,其径向高度称为齿根高,用 hf 表示齿顶圆与齿根圆之间轮齿的径向高度称为全齿高,用 h 表示,故 h=ha+hf。模数是齿轮几何尺寸计算的基本参数,模数增大若干倍,则齿轮各部分尺寸也增加与模数相同的倍数,因此应合理原则模数。由已选定的齿数和计算确定的模数,将各个齿轮的参数计算如表 4-3、表 4-4、表 4-5 所示。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 14 -表 4-3 基本组各齿轮参数齿轮代号齿数 36 36 30 42分度圆直径(mm) 72 72 60 84齿顶圆直径(mm) 76 76 64 88齿根圆直径(mm) 67 67 55 79齿宽(mm) 16 16 16 16表 4-4 第一扩大组各齿轮参数齿轮代号齿数 36 51 23 64分度圆直径(mm) 72 102 46 128齿顶圆直径(mm) 76 106 50 132齿根圆直径(mm) 67 97 41 123齿宽(mm) 16 16 16 16表 4-5 第二扩大组各齿轮参数齿轮代号齿数 20 80 50 50分度圆直径(mm) 40 160 100 100齿顶圆直径(mm) 44 164 104 104齿根圆直径(mm) 35 155 95 95齿宽(mm) 16 16 16 16 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 15 -第 5 章 主要零部件的选择5.1 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5.2 轴承的选择轴承载的载荷较大,因此可以选择单列圆锥滚子轴承33000。、轴承载的载荷较小,因此可以选择深沟球轴承,根据机械制图 ,代号分别为 6006、6005、6008,各安装两个。5.3 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。5.4 键的选择通过机械设计课本,我们得知键的选择要根据轴的直径来确定。其中,轴为花键连接,其余各轴均有平键,、轴的平键尺寸分别为:8740mm, 12840mm,181160mm。5.5 三角胶带传动的计算和选定计算应按已知条件:传递的功率、 (主、被动)带轮的转速和工作情况确定带轮直径、中心距、胶带型号、长度和根数及作用在支承轴上的径向力。其计算公式与步骤参见机械设计手册或有关教材进行计算。5.5.1 确定计算功率该系统的输出功率按最大的情况计算 P=4kW, 为工作情况系数,查机械设计表 8-8 取载荷变动微小每天工作小时数小于 10 小时即KA=1.0。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 16 -计算功率 Pca=KAP=1.04=4.0KW5.5.2 选择 V 带的型号根据计算功率 和小带轮转速 ,从机械设计图 8-11 选取普通 V带的类型。这里我们选 A 型 V 带 dd(d d) min=75,取 dd1=1185.5.3 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v带速的计算公式为(5-1)求得 5 m/s v=8.892 30m/s大带轮的基准直径 dd2=i dd1= 1.69118=199.42mm。取标准值 200。5.5.4 确定中心距 a,选择 V 带的基准长度 Ld中心距的计算公式为0.7(dd1+dd2) a0 2(dd1+dd2) (5-2)取 a0=330mm带的计算基准长度计算公式为a0+ (d d1+dd2)+ (5-3)计算后 Ld0=1159,查表 8-9,取 =1100mm计算实际中心距计算公式为 a= a0+ (5-4)计算得 a=359.5mm。需要注意的是中心距受现实环境的影响,还要有一定的变动范围。现在来验算小带轮的包角,由于其包角小于大带轮的包角,临界摩擦力大于大带轮上的临界摩擦力,因此打滑通常发生在小带轮上,计算公式为 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 17 -= (5-5)5.5.5 确定带的根数为了使各根 V 带受力均匀,带的根数不宜过多,一般应少于 10 根。否则,应选择横截面积较大的带型,以减少带的根数。带的根数计算公式为(5-6)式中 当传动比不等于 1 时,单根 V 带额定功率的增量单根 V 带基本额定功率当包角不等于 180 度时的修正系数当带长不等于试验规定的特定带长时的修正系数查机械设计表 8-2、8-4、8-5,得P0=1.442KW, =0.95, =0.89,P 0=0.15KW于是 Pr=(P 0+P0)K Kl=(1.442+0.15)0.950.89=1.3375KW带入公式求得 Z=2.9906,最终取带的个数为 3 根。5.5.6 确定带的初拉力确定初拉力时,既要发挥带的传动能力,又要保证带的寿命。单根 V带的初拉力可由下式确定:(5-7)式中 q传送带单位长度的质量,kg/m查机械设计表 8-3 得 q=0.105 kg/m。计算得 =130.627N 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 18 -第 6 章 校核6.1 直齿圆柱齿轮的应力验算(1)一轴到二轴的小齿轮可知为齿数为 30弯曲应力验算公式为(6-1 )132FFasFdKTYmz其中 K=KAKvKK=11.10.951.045=1.09226.52 Nm11950PTnYFa=2.52, Ysa=1.625, d=0.3=0.69 .7+.2=代入(6-1 )求得 =21.092MPa120MPa 接触应力验算公式为(6-2)12()HEHKTuZbd其中 K=1.092 ,T 1=26.52Nm u=1.41,b=32mm ,d 1=60mm ZH=2.5 ,Z E=189.8 ,Z = 8.034代入(6-2 )求得 MPaH165(2)二轴到三轴的小齿轮可知齿数为 23弯曲应力验算公式同公式(6-1)经计算查表K=1.155, T=48.6Nm YFa=2.69, Ysa=1.575, d=0.4 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 19 -=0.69 0.75+.2=Y 代入数据求得 a3209.1sa23 MPYzmKTFdF 接触应力验算公式为12()HEHuZbd经计算查表K=1.1495,T 2=48.6Nm,u=1.41b=16mm,d 1=46mm,Z H=2.5ZE=189.8,Z= 8.034代入数据求得 MPaH105(3)三轴到四轴的小齿轮齿数为 20弯曲应力验算公式为zm2KT3dFFsaFY经计算查表K=1.1067,T 3=131Nm YFa =2.8, Ysa =1.55, d=0.4 =0.69 0.75+.2=代入数据求得 a3207.241sa23 MPYzmKTFdF 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 20 -接触应力验算公式为12()HEHKTuZbd经计算查表K=1.1067,T 3=46.7Nm u=1.41,b=16mm,d 1=40mm ZH=2.5,ZE=189.8,Z= 8.04求得 MPa6.0926.2 齿轮精度的确定齿轮精度等级的选择应根据它的用途、圆周速度、载荷状况和对振动、噪声、使用寿命等方面的要求确定。对于渐开线圆柱齿轮的精度等级应按GB10095-88 和 GB11365-89 新标准选定,齿轮副最小侧隙采用基中心距制,中心距极限偏差按 7 级精度确定。6.3 传动轴的弯曲刚度验算(1)传动轴上的弯曲载荷 齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa 和输出扭矩的齿轮驱动阻力 Qb 的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮时,其啮合角 =20,齿面摩擦角 5.72,则(6-3) 7()2.10()abNmzn或式中 N该齿轮传递的全功率(kW) ;m 该齿轮的模数(mm) ;z 该齿轮的齿数(齿) ;n 该传动轴的计算工况转速(r/min) ,n=n ajn bj 或n=nbj naj ,其中 naj(或 nbj)为该轴输入扭矩齿轮的计算转速。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 21 -根据前几章的分析,分析该系统的实际情况,确定传动轴、的计算转速 n 分别为 800、600、212r/min,各轴的弯曲载荷 Qa 分别为2944.4N、3584.5N、1159.4N。(2)传动轴的刚度验算等直径轴的挠度 y 和转角 的计算公式见表。对于阶梯轴,如轴的各段直径相差不大,可按平均(或当量)直径计算。传动轴弯曲刚度的允许值见表。如验算出的轴的弯曲刚度不合格,则应加粗轴的直径或缩短轴的长度。表 6-1 简单载荷下简支梁的变形简图 倾角 挠度 y()6oPablEIAl2(3)BxIEPabl2()(06BPbxlyxaEI323lbl()ax2,EcoPbyIl6ocI3A2)(BxlI6cPEl2()6BxlI3cyEl2(3)oMlbI6Aa22()(06BxlbxaI3ylalE()6bIl 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 22 -表 6-2 轴刚度的允许值许用挠度 y / mm 许用转角 / rad一般传动轴(0.00030.0005)l 装齿轮处 0.001刚度要求较高的轴 0.0002l 装滑动轴承处 0.001安装齿轮的轴(0.010.03)m 装向心球轴承处 0.0025安装蜗轮的轴(0.020.05)m 装向心球面球轴承处 0.005注:l 跨距(mm) ;m 模数(mm) 。装单列短圆柱滚子轴承处 0.001装单列圆锥滚子轴承处 0.0006现验算传动轴的刚度变形情况,传动轴的受力情况如表 6-1 简图2 所示,其中 x=62mm,l=172mm,c=100mm,弹性模量值 210GPa,计算得O,A,B,C 处倾角为 0.0008、0.0007、0.0022、0.0018,均未超过轴刚度的允许值。齿轮的模数 m=2,跨距 l=272mm。带入公式后,计算得挠度为0.0810mm,较轴刚度许用挠度值小,因此检验合格。其余传动轴均按此方法进行验算,此处不再赘述。6.4 轴承寿命的验算一般传动轴用的滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳寿命验算。其额定寿命 Lh 的计算公式为 610()thfCTnP式中 L10h轴承的基本额定寿命( h) ;Cj计算动负荷( N) ;T工作期限(h ) ;n轴承的转速(r/min) ;C 或C滚动轴承的基本额定动负荷(N) ;f t温度系数,低于 100C 时,f t=1;寿命指数,对球轴承取 =3,对滚子轴承取=10/3 ;P轴承的当量动载荷(N) 。计算得深沟球轴承 6005 工作寿命为 12210.5h,大于表 13-3 推荐的轴承预期计算寿命(每日 8h 工作的机械,12000h) 。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 23 -第 7 章 结构设计及说明7.1 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。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:布置传动件及选择结构方案;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;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。7.2 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。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,使制动尺寸增大。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 24 -结论大约半个月的课程设计已经结束了,在课程设计的制作中,我们复习了很多学科包括本设计的核心内容机械系统设计,机械原理,机械设计基础,工程力学等,在刚开始的设计中遇到很多困难,最后还是把知识贯穿在一起,首先核心确定传动系统的结构式、结构网、齿数、传动比、以及转速图等等,所有的设计都是围绕这些展开,然后确定轴径、齿轮模数、带型号、以及带轮轴径等等,这些都是为了画主轴箱展开图做铺垫,相信在本次设计中每个人都学到了很多。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,由于我们水平有限,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,有许多地方处理仍旧不够妥当,因为没有接触过实际生产,所以可能有的地方存在错误,希望老师多提宝贵意见,批评指正。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 25 -参考文献1 段铁群. 机械系统设计M. 科学出版社,2010 年.2 濮良贵. 机床设计M. 高等教育出版社,2013 年.3 戴曙. 金属切削机床M. 机械工业出版社,2005 年.4 周宏甫. 机械制造技术基础M. 高等教育出版社,2010 年.5 陈淑连. 机械设计方法学M. 中国矿业大学出版社,2001 年6 张新民. 现代设计理论方法在机械系统设计中的应用J. 机械研究与应用,2010 年,第 8 期:33-39. 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸- 26 -致谢本次课程设计在王仲文老师的悉心指导下完成的。王老师渊博的专业知识、严谨的治学态度,精益求精的工作作风,诲人不倦的高尚师德,严于律己、宽以待人的崇高风范,朴实无法、平易近人的人格魅力对本人影响深远。不仅仅使本人树立了远大的学习目标、掌握了基本的研究方法,还使本人明白了许多为人处事的道理。本次课程设计从选题到完成,每一步都是在王老师的悉心指导下完成的,倾注了王老师超多的心血。在此,谨向王老师表示崇高的敬意和衷心的感谢!在这次课程设计的过程中,遇到了很多的问题,在王老师的耐心指导下,问题都得以解决。感谢在整个课程设计期间和我密切合作的同学,和以前在各个方面给予过我帮忙的伙伴们,在此,我再一次真诚地向帮忙过我的王老师和同学表示感谢!- I -分级变速主传动系统设计摘 要本设计从下达任务起,经过查阅文献资料入手,历经两周的时间完成。在设计中,首先根据课程设计所要求的技术参数确定设计中所需的各级转速,然后确定机床主轴箱的主传动系统结构,拟订机床的结构网和转速图;查资料,根据转速图确定机床内的各个主要零件的计算转速,根据计算转速确定各级传动的传动比,根据传动比来确定各级传动的齿轮配合的齿轮齿数。根据机床主轴箱的传动链来计算各级转速的实际值与理论值之间的误差。在设计中主要是要计算主轴箱里各个零件的选用是否满足要求以及原动机与主轴箱间的动力传递装置的计算。主轴箱的计算包括摩擦离合器的校核、齿轮的校核、轴的校核、轴承的校核、键的校核、主轴的校核计算等。原动机与主轴箱的动力传递采用的是带传动装置。最后根据资料和参考同类机床来设计该铣床的主传动系统,并绘制其装配图。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 录第 1 章 绪论 .11.1 课程设计的目的 .11.2 课程设计的内容 .11.2.1 理论分析与设计计算 .11.2.2 编制技术文件 .1第 2 章 课程设计相关 .22.1 课程设计题目 .22.2 技术要求 .22.3 前期准备 .2第 3 章 运动设计 .33.1 运动参数及转速图的确定 .33.1.1 转速范围 .33.1.2 转速数列 .33.2 确定结构网、结构式 .33.3 绘制转速图 .53.4 绘制传动系统图 .53.5 确定各变速组齿轮传动副的齿数 .73.6 验算执行轴的转速误差 .8第 4 章 动力计算 .104.1 传动零件的初步计算 .104.1.1 主轴的计算转速 .104.1.2 传动轴的计算转速 .104.1.3 确定传动齿轮的计算转速 .114.2 轴径的设计 .114.2.1 计算各传动轴的输出功率 .114.2.2 轴径设计 .124.3 齿轮相关计算 .124.3.1 齿轮模数的确定 .124.3.2 齿轮参数的确定 .13第 5 章 主要零部件的选择 .155.1 电动机的选择 .155.2 轴承的选择 .155.3 变速操纵机构的选择 .15- III -5.4 键的选择 .155.5 三角胶带传动的计算和选定 .155.5.1 确定计算功率 .155.5.2 选择 V 带的型号 .165.5.3 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v .165.5.4 确定中心距 a,选择 V 带的基准长度 Ld.165.5.5 确定带的根数 .175.5.6 确定带的初拉力 .17第 6 章 校核 .186.1 直齿圆柱齿轮的应力验算 .186.2 齿轮精度的确定 .206.3 传动轴的弯曲刚度验算 .206.4 轴承寿命的验算 .22第 7 章 结构设计及说明 .237.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .237.2 展开图及其布置 .23结论 .24参考文献 .25致谢 .26- 1 -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,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。1.2.2 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。- 2 -第 2 章 课程设计相关2.1 课程设计题目根据我们组的知识水平和实际情况,通过和老师的协商与协调,我们组选择的课题如下:题目:分级变速主传动系统设计主要技术参数:=600r/min; =53r/min;Z=8 级;公比为 1.41;电动机功率P=4kW; =1440r/min。2.2 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。2.3 前期准备我们小组在获得课程设计的题目之后,第一时间明确了设计任务,并仔细阅读机械系统设计课程设计提纲,了解课程设计的目的、内容、技术要求和设计步骤。然后在王老师的指导下,拟订工作进度计划;查阅必要的图书、杂志、手册、产品图纸、同类型机械系统(或机床)说明书和其它有关设计参考资料;熟悉专业标准,便于设计时采用。同时我特别对机械系统(或机床)的用途、特点,主要参数、传动结构、操纵机构、零部件的功用及结构进行分析研究,力求做到理解、消化并进而能有所改进。- 3 -第 3 章 运动设计3.1 运动参数及转速图的确定3.1.1 转速范围转速范围 又称变速范围,是指最高转速 与最低转速 的比值,即公式(3-1 ):(3-1)本题中 =600r/min, =53r/min,计算得 =11.3。3.1.2 转速数列对于分级变速传动系统,应输出一系列的转速值,以满足机械系统的不同工作要求。本系统要求 8 级变速,且转速范围由两个转速、功率不尽相同的电动机实现。查机械系统设计 1表 2-9 标准数列表,首先找到53r/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53r/min、75r/min、106r/min、150r/min、212r/min、 300 r/min, 425r/min,600 r/min。3.2 确定结构网、结构式在设计传动系统时,为了便于分析和比较不同的传动方案,常利用结构网和结构式。结构网可看成一个简化的转速图,只表示各传动组内传动比的相对关系,而不表示转速值的大小和各传动副的传动比值。根据“前密后疏” 、“升 2 降 4”、 “前慢后快”等原则,确定了如图 3-1 所示的结构网。- 4 -图 3-1 结构网结构网的表达比较直观,易于理解,但绘制比较麻烦。因此可以用简单的结构式带替代结构网,结构式的一般书写形式为(3-2)式中,Z 为传动系统的转速级数; 为传动组 a,b 和 c 的传动副数; 为传动组 a,b 和 c 的级比指数。对于机构式,由于 ,因两轴间变速组的传动副数多采用 2lg1nRz或 3,在设计简单变速系统时,变速级数应选为 Z=3m2n 的形式,式中m、n 为正整数。在本题中,级数为 8,分析后可分解为Z=212224 现在我们检验变速范围最大的第二扩大组,其变速范围即(3-3)- 5 -式中,x i 为传动组的级比指数; pi 为传动组的传动副数。计算得 ,满足变速范围的要求。3.3 绘制转速图(1)选定电动机:由于该机械系统无特殊性能要求,因此采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机, 系列电动机高效、节能、起动Y转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据题目要求,选择的电动机功率 P=4kW,电机转速 =1440r/min。(2)分配总降速传动比:总降速传动比为 un = nd / nmin,式中 nmin 为主轴最低转速。由于该传动系统主轴转速不是标准序列,考虑需要增加定比转动副,以使转速数列符合标准或有利于减少齿数和径向与轴向尺寸,并分担总降速传动比。然后,将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的变速组中的最小传动比。(3)确定传动轴的轴数:传动轴数=变速组数+定比传动组数+1,该系统有 3 个变速组,1 个定比传动组,因此传动轴数为 5。(4)先按传动轴数及执行轴(或主轴)转速级数格距 画出网格,lg用以绘制转速图。在绘制转速图中,应先分配从电动机转速到执行轴(或主轴)最低转速的总降速比,在串联的两轴之间画 。再按结构网(1)minku(或结构式)的级比分配规律画上各变速组的传动比射线,从而确定了各传动副的传动比。根据上述分析,作出转速图 3-2。3.4 绘制传动系统图因为各零件的参数尚未确定,因此一般应根据转速图,先按各传动副的传动比拟订出主传动系统的草图,再修改草图成为正式的传动系统图。传动系统图应根据国家标准机械制图中的机构运动简图符号(GB4460-84)进行绘制,按传动顺序画出由电动机经各传动轴至执行轴(或主轴)的传动系统。传动轴上的齿轮轴向位置大致与展开图相对应,画出轴承符号,标上轴号、齿轮的齿数及模数、皮带轮直径、电动机的型号、功率和转速等。传动系统图如图 3-2 所示。- 6 -图 3-2 转速图图 3-3 传动系统图- 7 -3.5 确定各变速组齿轮传动副的齿数对于各变速组齿轮传动副的齿数,我们可采用计算法或查表法(参见教材表 3-1)确定各传动副齿轮的齿数。针对本题的具体情况,我们采用查表法进行分析。初步确定齿轮传动副的最小齿数,和为了缩小径向尺寸及降低齿轮的线速度, 应小些。表 3-1 齿轮齿数基本组 第 1 扩大组 第 2 扩大组传动比1:1 1:1.41 1:1.41 1:2.8 1:1 1:4代号 Z1 Z1、 Z2 Z2、 Z3Z3、 Z4 Z4、 Z5 Z5、 Z6 Z6、齿数 36 36 30 42 36 51 23 64 50 50 20 80(1)受齿轮最小齿数 的限制,在主传动系统中一般取 18-20 齿,以避免产生根切现象。(2)套装在轴上的小齿轮还应考虑齿根圆到其轮毂键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚(或不小于 2m,m 为齿轮模数) ,以防止轮毂断裂,则其最小齿数 应为minz1.03 +5.6 (3-5)式中 D齿轮花键孔的外径(mm),单键槽的取其孔中心至键槽槽底尺寸的两倍; m齿轮模数(mm) 。(3) 还受最小传动比 和允许的最大齿数和 的约束,主- 8 -传动系统的最小极限传动比取 。一般在机械系统中取 =70-100 齿,取 =120 齿。(4)选取 时,不要使两轴中心距过小,否则可能导致两轴轴承过近,甚至发生轴承安装干涉。在多轴变速系统中,还可能使相邻变速组的齿顶圆与轴相碰,应按(2)检查 ,式中 D 为相应的 ,即前后两轴齿顶圆外径。3.6 验算执行轴的转速误差传动系统输出的实际转速(配齿后实际计算出的转速)与理论转速(转速图上要求的转速)之间允许有一定的误差,但不能过大。实际传动比所造成的执行轴(或主轴)转速误差,一般不应超过,即10( )% (3-6)下面对一个具体的转速进行分析, =53r/min 时,实际转速 1440。118200304223642080=54.52根据公式(3-6) ,误差值为 2.8%4.1%,因此满足题目的设计要求,不需要重新设计齿轮齿数。同理,根据计算得出其他各组的数据如下表 3-2 - 9 -表 3-2 转速误差分析表600 425 300 212 150599.72 428.37 305.33 218.09 149.93误差(%) 0.4 0.8 1.7 2.8 0.4106 75 53107.09 76.33 54.52误差(%) 1.0 1.7 2.8- 10 -第 4 章 动力计算初步计算是为了大致确定各传动零件的主要尺寸(如传动轴的直径和齿轮的模数等) ,以便绘制传动系统变速箱的轴系展开草图。在绘制草图布置各零件的过程中,同时应考虑零件结构的工艺性,进一步确定各零件的其他结构参数,一些数据要按有关标准选取。由于结构的某些参数未定以及方案可能修改,所以应按简化公式进行初步计算以加快计算速度。零件在计算时,首先需要知道其计算转速值 nj(即参与传递全功率的最低转速,或传递全扭矩的最高转速) 。各零件的计算转速可根据已确定的转速图,可按执行轴的计算转速、传动齿轮的计算转速和传动轴的计算转速分别进行确定(参见教材第 3 章 3.2.5) 。4.1 传动零件的初步计算4.1.1 主轴的计算转速由机械系统设计表 3-2 中的公式(4-1)计算得 =93.96r/min,取 =94r/min。4.1.2 传动轴的计算转速轴在最低转速 212r/min 时,经过传动组 50:50 的传动副,得到主轴转速 212r/min。这个转速高于主轴的计算转速 ,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 =212r/min。同理轴、轴的计算转速分别为 nj =600r/min,n j =800r/min。计算转速有很重要的作用,- 11 -根据该方法,现确定各个轴计算转速如下表 4-1 所示。表 4-1 各轴的计算转速轴号 轴 轴 轴 轴计算转速( r/min)800 600 212 944.1.3 确定传动齿轮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,因此只需求取危险小齿轮的计算转速。在传动组-轴中, 齿数低,需要验算。其对应的转速较低的几个值为 212r/min,300r/min,425r/min,与其啮合的 Z80 对应的转速为53r/min,75r/min,106r/min。106r/min 高于计算转速,即 =212r/min。表 4-2 传动齿轮的计算转速齿轮代号计算转速( r/min)850 600 600 2124.2 轴径的设计4.2.1 计算各传动轴的输出功率在现实情况中,轴的输出功率会不断的发生损耗,因此计算实际功率时,要考虑效率的影响。P1=P 额 b r=4.0 0.96 0.99=3.80KWP2=P1 g r=3.8 0.97 0.99=3.65KWP3=P2 g r=3.65 0.97 0.99=3.51KWP4=P3 g r=3.51 0.97 0.99=3.37KW- 12 -4.2.2 轴径设计现在要对轴径进行设计,轴径的计算公式即d=91 (4-2)式中 d 传动轴的直径(mm) ;P 该轴传递的额定扭矩(MPa) ;N 该轴传递的功率(kW) ;该轴的计算转速(r/min) ;jn 该轴每米长度允许的扭转角(deg/m) ,一般传动轴取 =0.51 。 针对具体的条件,我们取 =0.9,得轴、的直径分别为24.52mm、31.03mm、38.85mm,圆整后并根据最简原则,直径最终值为25mm、32mm、40mm。根据课本 4.3.6 小节,执行轴的设计要首先确定其前轴径直径,这里我们选 d1=60mm,后轴径 d2 可按 d2=(0.70.9)d 1 确定,取 d2=50mm。设计时,应尽量使执行轴的截面变化量小,即执行轴的外径尺寸在满足要求的条件下变化要小。4.3 齿轮相关计算4.3.1 齿轮模数的确定一般在同一变速组中的齿轮取相同模数,选择负荷最重的小齿轮,按简化的接触疲劳强度公式进行计算(4-3)jmdj nuZN21)(638式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数;- 13 -驱动电动机功率(kW) ;dN被计算齿轮的计算转速(r/min) ;jnu大齿轮齿数与小齿轮齿数比,外啮合取“+” ,内啮合取“-” ;小齿轮的齿数(齿) ;1z齿宽系数, (B 为齿宽,m 为模数) , ;m410m材料的许用接触应力( ) ,为了节约合金钢材,对大j MPa多数钢质传动零件均可采用优质中碳钢(常用 45 或 50 钢)进行适当的热处理(正火,调质或表面淬火等),故本题选择 45 号钢整体淬火,查表后得 =580MPa。j计算得基本组、第一扩大组、第二扩大组的模数分别为2.07,2.26,2.43,因此由于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 mj=2。4.3.2 齿轮参数的确定现将直齿轮参数的计算公式罗列如下(单位 mm):分度圆直径 (4-4)齿顶圆直径 (4-5)齿根圆直径 (4-6)齿宽 (4-7)在本例中, h*a=1,c *=0.25,取 m=8。在齿轮上,介于齿顶圆和分度圆之间的齿轮部分称为,其径向高度称为齿顶高,用 ha 表示。介于齿根圆和分度圆之间的轮齿部分称为齿根,其径向高度称为齿根高,用 hf 表示齿顶圆与齿根圆之间轮齿的径向高度称为全齿高,用 h 表示,故 h=ha+hf。模数是齿轮几何尺寸计算的基本参数,模数增大若干倍,则齿轮各部分尺寸也增加与模数相同的倍数,因此应合理原则模数。由已选定的齿数和计算确定的模数,将各个齿轮的参数计算如表 4-3、表 4-4、表 4-5 所示。- 14 -表 4-3 基本组各齿轮参数齿轮代号齿数 36 36 30 42分度圆直径(mm) 72 72 60 84齿顶圆直径(mm) 76 76 64 88齿根圆直径(mm) 67 67 55 79齿宽(mm) 16 16 16 16表 4-4 第一扩大组各齿轮参数齿轮代号齿数 36 51 23 64分度圆直径(mm) 72 102 46 128齿顶圆直径(mm) 76 106 50 132齿根圆直径(mm) 67 97 41 123齿宽(mm) 16 16 16 16表 4-5 第二扩大组各齿轮参数齿轮代号齿数 20 80 50 50分度圆直径(mm) 40 160 100 100齿顶圆直径(mm) 44 164 104 104齿根圆直径(mm) 35 155 95 95齿宽(mm) 16 16 16 16- 15 -第 5 章 主要零部件的选择5.1 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5.2 轴承的选择轴承载的载荷较大,因此可以选择单列圆锥滚子轴承33000。、轴承载的载荷较小,因此可以选择深沟球轴承,根据机械制图 ,代号分别为 6006、6005、6008,各安装两个。5.3 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。5.4 键的选择通过机械设计课本,我们得知键的选择要根据轴的直径来确定。其中,轴为花键连接,其余各轴均有平键,、轴的平键尺寸分别为:8740mm, 12840mm,181160mm。5.5 三角胶带传动的计算和选定计算应按已知条件:传递的功率、 (主、被动)带轮的转速和工作情况确定带轮直径、中心距、胶带型号、长度和根数及作用在支承轴上的径向力。其计算公式与步骤参见机械设计手册或有关教材进行计算。5.5.1 确定计算功率该系统的输出功率按最大的情况计算 P=4kW, 为工作情况系数,查机械设计表 8-8 取载荷变动微小每天工作小时数小于 10 小时即KA=1.0。- 16 -计算功率 Pca=KAP=1.04=4.0KW5.5.2 选择 V 带的型号根据计算功率 和小带轮转速 ,从机械设计图 8-11 选取普通 V带的类型。这里我们选 A 型 V 带 dd(d d) min=75,取 dd1=1185.5.3 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v带速的计算公式为(5-1)求得 5 m/s v=8.892 30m/s大带轮的基准直径 dd2=i dd1= 1.69118=199.42mm。取标准值 200。5.5.4 确定中心距 a,选择 V 带的基准长度 Ld中心距的计算公式为0.7(dd1+dd2) a0 2(dd1+dd2) (5-2)取 a0=330mm带的计算基准长度计算公式为a0+ (d d1+dd2)+ (5-3)计算后 Ld0=1159,查表 8-9,取 =1100mm计算实际中心距计算公式为 a= a0+ (5-4)计算得 a=359.5mm。需要注意的是中心距受现实环境的影响,还要有一定的变动范围。现在来验算小带轮的包角,由于其包角小于大带轮的包角,临界摩擦力大于大带轮上的临界摩擦力,因此打滑通常发生在小带轮上,计算公式为- 17 -= (5-5)5.5.5 确定带的根数为了使各根 V 带受力均匀,带的根数不宜过多,一般应少于 10 根。否则,应选择横截面积较大的带型,以减少带的根数。带的根数计算公式为(5-6)式中 当传动比不等于 1 时,单根 V 带额定功率的增量单根 V 带基本额定功率当包角不等于 180 度时的修正系数当带长不等于试验规定的特定带长时的修正系数查机械设计表 8-2、8-4、8-5,得P0=1.442KW, =0.95, =0.89,P 0=0.15KW于是 Pr=(P 0+P0)K Kl=(1.442+0.15)0.950.89=1.3375KW带入公式求得 Z=2.9906,最终取带的个数为 3 根。5.5.6 确定带的初拉力确定初拉力时,既要发挥带的传动能力,又要保证带的寿命。单根 V带的初拉力可由下式确定:(5-7)式中 q传送带单位长度的质量,kg/m查机械设计表 8-3 得 q=0.105 kg/m。计算得 =130.627N- 18 -第 6 章 校核6.1 直齿圆柱齿轮的应力验算(1)一轴到二轴的小齿轮可知为齿数为 30弯曲应力验算公式为(6-1 )132FFasFdKTYmz其中 K=KAKvKK=11.10.951.045=1.09226.52 Nm11950PTnYFa=2.52, Ysa=1.625, d=0.3=0.69 .7+.2=代入(6-1 )求得 =21.092MPa120MPa 接触应力验算公式为(6-2)12()HEHKTuZbd其中 K=1.092 ,T 1=26.52Nm u=1.41,b=32mm ,d 1=60mm ZH=2.5 ,Z E=189.8 ,Z = 8.034代入(6-2 )求得 MPaH165(2)二轴到三轴的小齿轮可知齿数为 23弯曲应力验算公式同公式(6-1)经计算查表K=1.155, T=48.6Nm YFa=2.69, Ysa=1.575, d=0.4 - 19 -=0.69 0.75+.2=Y 代入数据求得 a3209.1sa23 MPYzmKTFdF 接触应力验算公式为12()HEHuZbd经计算查表K=1.1495,T 2=48.6Nm,u=1.41b=16mm,d 1=46mm,Z H=2.5ZE=189.8,Z= 8.034代入数据求得 MPaH105(3)三轴到四轴的小齿轮齿数为 20弯曲应力验算公式为zm2KT3dFFsaFY经计算查表K=1.1067,T 3=131Nm YFa =2.8, Ysa =1.55, d=0.4 =0.69 0.75+.2=代入数据求得 a3207.241sa23 MPYzmKTFdF - 20 -接触应力验算公式为12()HEHKTuZbd经计算查表K=1.1067,T 3=46.7Nm u=1.41,b=16mm,d 1=40mm ZH=2.5,ZE=189.8,Z= 8.04求得 MPa6.0926.2 齿轮精度的确定齿轮精度等级的选择应根据它的用途、圆周速度、载荷状况和对振动、噪声、使用寿命等方面的要求确定。对于渐开线圆柱齿轮的精度等级应按GB10095-88 和 GB11365-89 新标准选定,齿轮副最小侧隙采用基中心距制,中心距极限偏差按 7 级精度确定。6.3 传动轴的弯曲刚度验算(1)传动轴上的弯曲载荷 齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa 和输出扭矩的齿轮驱动阻力 Qb 的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮时,其啮合角 =20,齿面摩擦角 5.72,则(6-3) 7()2.10()abNmzn或式中 N该齿轮传递的全功率(kW) ;m 该齿轮的模数(mm) ;z 该齿轮的齿数(齿) ;n 该传动轴的计算工况转速(r/min) ,n=n ajn bj 或n=nbj naj ,其中 naj(或 nbj)为该轴输入扭矩齿轮的计算转速。- 21 -根据前几章的分析,分析该系统的实际情况,确定传动轴、的计算转速 n 分别为 800、600、212r/min,各轴的弯曲载荷 Qa 分别为2944.4N、3584.5N、1159.4N。(2)传动轴的刚度验算等直径轴的挠度 y 和转角 的计算公式见表。对于阶梯轴,如轴的各段直径相差不大,可按平均(或当量)直径计算。传动轴弯曲刚度的允许值见表。如验算出的轴的弯曲刚度不合格,则应加粗轴的直径或缩短轴的长度。表 6-1 简单载荷下简支梁的变形简图 倾角 挠度 y()6oPablEIAl2(3)BxIEPabl2()(06BPbxlyxaEI323lbl()ax2,EcoPbyIl6ocI3A2)(BxlI6cPEl2()6BxlI3cyEl2(3)oMlbI6Aa22()(06BxlbxaI3ylalE()6bIl- 22 -表 6-2 轴刚度的允许值许用挠度 y / mm 许用转角 / rad一般传动轴(0.00030.0005)l 装齿轮处 0.001刚度要求较高的轴 0.0002l 装滑动轴承处 0.001安装齿轮的轴(0.010.03)m 装向心球轴承处 0.0025安装蜗轮的轴(0.020.05)m 装向心球面球轴承处 0.005注:l 跨距(mm) ;m 模数(mm) 。装单列短圆柱滚子轴承处 0.001装单列圆锥滚子轴承处 0.0006现验算传动轴的刚度变形情况,传动轴的受力情况如表 6-1 简图2 所示,其中 x=62mm,l=172mm,c=100mm,弹性模量值 210GPa,计算得O,A,B,C 处倾角为 0.0008、0.0007、0.0022、0.0018,均未超过轴刚度的允许值。齿轮的模数 m=2,跨距 l=272mm。带入公式后,计算得挠度为0.0810mm,较轴刚度许用挠度值小,因此检验合格。其余传动轴均按此方法进行验算,此处不再赘述。6.4 轴承寿命的验算一般传动轴用的滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳寿命验算。其额定寿命 Lh 的计算公式为 610()thfCTnP式中 L10h轴承的基本额定寿命( h) ;Cj计算动负荷( N) ;T工作期限(h ) ;n轴承的转速(r/min) ;C 或C滚动轴承的基本额定动负荷(N) ;f t温度系数,低于 100C 时,f t=1;寿命指数,对球轴承取 =3,对滚子轴承取=10/3 ;P轴承的当量动载荷(N) 。计算得深沟球轴承 6005 工作寿命为 12210.5h,大于表 13-3 推荐的轴承预期计算寿命(每日 8h 工作的机械,12000h) 。- 23 -第 7 章 结构设计及说明7.1 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。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:布置传动件及选择结构方案;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;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。7.2 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。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,使制动尺寸增大。- 24 -结论大约半个月的课程设计已经结束了,在课程设计的制作中,我们复习了很多学科包括本设计的核心内容机械系统设计,机械原理,机械设计基础,工程力学等,在刚开始的设计中遇到很多困难,最后还是把知识贯穿在一起,首先核心确定传动系统的结构式、结构网、齿数、传动比、以及转速图等等,所有的设计都是围绕这些展开,然后确定轴径、齿轮模数、带型号、以及带轮轴径等等,这些都是为了画主轴箱展开图做铺垫,相信在本次设计中每个人都学到了很多。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,由于我们水平有限,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,有许多地方处理仍旧不够妥当,因为没有接触过实际生产,所以可能有的地方存在错误,希望老师多提宝贵意见,批评指正。- 25 -参考文献1 段铁群. 机械系统设计M. 科学出版社,2010 年.2 濮良贵. 机床设计M. 高等教育出版社,2013 年.3 戴曙. 金属切削机床M. 机械工业出版社,2005 年.4 周宏甫. 机械制造技术基础M. 高等教育出版社,2010 年.5 陈淑连. 机械设计方法学M. 中国矿业大学出版社,2001 年6 张新民. 现代设计理论方法在机械系统设计中的应用J. 机械研究与应用,2010 年,第 8 期:33-39.- 26 -致谢本次课程设计在王仲文老师的悉心指导下完成的。王老师渊博的专业知识、严谨的治学态度,精益求精的工作作风,诲人不倦的高尚师德,严于律己、宽以待人的崇高风范,朴实无法、平易近人的人格魅力对本人影响深远。不仅仅使本人树立了远大的学习目标、掌握了基本的研究方法,还使本人明白了许多为人处事的道理。本次课程设计从选题到完成,每一步都是在王老师的悉心指导下完成的,倾注了王老师超多的心血。在此,谨向王老师表示崇高的敬意和衷心的感谢!在这次课程设计的过程中,遇到了很多的问题,在王老师的耐心指导下,问题都得以解决。感谢在整个课程设计期间和我密切合作的同学,和以前在各个方面给予过我帮忙的伙伴们,在此,我再一次真诚地向帮忙过我的王老师和同学表示感谢!
收藏