10级分级变速主传动系统设计【N=80~630;Z=10;公比为1.26;P=2.5~3.5kW;电机转速n=710~1420含5张】
10级分级变速主传动系统设计【N=80630;Z=10;公比为1.26;P=2.53.5kW;电机转速n=7101420含5张】【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 要设计机床的主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。分级变速是指传动链执行件的输出速度(或转速)在一定的范围内分级变化,即在变速范围内输出一组速度值。本设计中分级变速传动系统采用滑移齿轮实现传动变速。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求,分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手,通过查询有关工程手册,确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案,计算和校核相关运动参数和动力参数。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II目 录摘 要 .I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 图样技术设计 .11.2.3 编制技术文件 .11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 .21.3.1 课程设计题目和主要技术参数 .21.3.2 技术要求 .2第 2 章 运动设计 .32.1 运动参数及转速图的确定 .32.1.1 转速范围 .32.1.2 转速数列 .32.1.3 确定结构式 .32.1.4 确定结构网 .32.1.5 绘制转速图和传动系统图 .42.2 确定各变速组齿轮传动副齿数 .52.3 核算主轴转速误差 .6第 3 章 动力计算 .83.1 带传动设计 .83.2 计算转速的计算 .123.3 齿轮模数计算及验算 .133.4 传动轴最小轴径的初定 .163.5 主轴合理跨距的计算 .17第 4 章 主要零部件的选择 .194.1 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 .22第 6 章 结构设计及说明 .24 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸III6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .246.2 展开图及其布置 .24结 论 .25参考文献 .26致 谢 .27 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。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21.3 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 11:分级变速主传动系统设计技术参数:Nmin=80r/min;N max=630r/min;Z=10 级;公比为 1.26;电动机功率 P=2.5/3.5kW;电机转速n=710/1420r/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3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= = =7.875minaxN80632.1.2 转速数列查1表 2.12,首先找到 80r/min、然后每隔 3 个数取一个值(1.26=1.06 4) ,得出主轴的转速数列为 80r/min、100 r/min、125 r/min、 160 r/min、200r/min 、250r/min、315r/min 、400 r/min、500 r/min、 630 r/min 共 10 级。2.1.3 确定结构式对于 Z=10 可以按照 Z=12,实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合:1234 124312322 12232 1222312=232。在上列两行方案中,第一行的方案有时可以节省一根传动轴,缺点是有一个传动组内有四个传动副。如用一个四联滑移齿轮,则会增加轴向尺寸;如果用两个双联滑移齿轮,操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合,所以少用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则,方案 12322 是可取的。但是,由于主轴换向采用双向离合器结构,致使轴尺寸加大,此方案也不宜采用,而应选用方案 12232。2.1.4 确定结构网12=232 的传动副组合,其传动组的扩大顺序又可以有以下 6 种形式:A、12=2 13226 B、12=2 13422 C、12 =2 33126 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸4D、12=2 63123 E、12=2 23421 F、12=2 63221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=12=233126 其结构网如图 2-1。已知该题设选用电机为二级调速电机,其分摊了 0-1 级的 2 个级别的变速。图 2-1 结构网 2.1.5 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)绘制转速图如图 2-2(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:A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m) 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸5图 2-2 转速图2.2 确定各变速组齿轮传动副齿数(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6图 2-3 主传动系统图(3)齿轮齿数的确定。据设计要求 Zmin1820,齿数和Sz100120,由图 2-3,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 2-1。表 2-1 齿轮齿数基本组 第一扩大组传动比 1:1.58 1:2 1:2.52 1.26:1 1:2代号 Z1Z Z 2ZZ3Z Z4Z Z5Z 齿数 29 46 25 50 21 54 67 53 40 802.3 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 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸710( -1)n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 选一种情况计算对 Nmax=630r/min,实际转速Nmax=1420 =641.11r/min 1082946537则有= =1.762.6n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 6301.4对 Nmin=80r/min,实际转速 Nmin=710 =79.61r/min 8254则有= =0.482.6n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 061.79因此满足要求。同理,根据计算得出其他各组的数据如表 2-2:表 2-2 各级转速误差n 630 500 400 315 250 200 160 125 100 80n641.11513 408 322 258 205 162 129 103 79.61误差2.36% 2.59% 2.01% 2.36% 2.222.56%1.27% 2.22%2.56% 0.48转速误差都小于 2.6,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8第 3 章 动力计算3.1 带传动设计输出功率 P=2.5/3.5kw,转速 n1=710/1420r/min,n2=400/800r/min1.计算设计功率 Pd edAdPK表 3-1 工作情况系数 AK原动机类 类一天工作时间 /h工作机 101016 1601016 16载荷平稳液体搅拌机;离心式水泵;通风机和鼓风机( ) ;离心式压缩7.5kW机;轻型运输机1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3载荷变动小带式运输机(运送砂石、谷物) ,通风机( ) ;7.5k发电机;旋转式水泵;金属切削机床;剪床;压力机;印刷机;振动筛1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4载荷 螺旋式运输机;斗式上料机; 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸9变动较大 往复式水泵和压缩机;锻锤;磨粉机;锯木机和木工机械;纺织机械载荷变动很大破碎机(旋转式、颚式等) ;球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.82选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1。图 3-1 V 带带轮选型图根据算出的 Pd3.85kW 及小带轮转速 n11420r/min ,查图得:d d=80100 mm 可知应选取 A 型 V 带。3.确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P 298表 137 查得,小带轮基准直径为 80100mm 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸10则取 dd1= 100mm ddmin.=75 mm(d d1根据 P295表 13-4 查得)表 3-2 V 带带轮最小基准直径 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=1.75,=10.75.m8d di所 以 由机械设计P 295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ,得 =180mm2d 误差验算传动比: ( 为弹性218.4()(%)di误 滑动率)误差 ,符合要求1.840%02.5i误 带速 1v=7.4/66dnms满足 5m/s300mm,所以宜选用 E 型轮辐式带轮。总之,小带轮选 H 型孔板式结构,大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料:选用灰铸铁,HT200。7确定带的张紧装置选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。8计算压轴力由机械设计P 303表 1312 查得,A 型带的初拉力 F0140.62N,上面已得到 =168.63o, z=3,则1a168.32sin=340.2sinN=9.6ooFz3.2 计算转速的计算(1)主轴的计算转速n j,由公式n =n 得,主轴的计算转速jmin)13/(znj=137.18r/min,取160 r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴共有 6 级转速:200r/min、250 r/min、315 r/min、400r/min、500r/min、630r/min。若经传动副 Z / Z 传动主轴,1则全部传递全功率;若经传动副 Z / Z 传动主轴,全部传递全功率,其2中 200r/min 是传递全功率的最低转速, 故其计算转速 nj=200 r/min; 轴有 2 级转速,且都传递全功率,所以其计算转速 nj=315 r/min。各计算转速入表 3-5。表 3-5 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 800 315 160 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸13(3) 确定齿轮副的计算转速。确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 装在主轴上并具有 315-1000r/min5共 6 级转速,它们都传递全功率,故 Z j=315 r/min。齿轮 Z 装在轴上,有 200-630 r/min 共 6 级转速,但经齿轮副5Z / Z 传动主轴,则全部传递全功率,故 Z j=200r/min。依次可以得出5 5其余齿轮的计算转速,如表 3-6。表 3-6 齿轮副计算转速单位:(rmin) 1序号 Z1Z Z 2Z Z3Z n j800 800 315 315 160 1603.3 齿轮模数计算及验算(1)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,321)(jjmnuzP式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数(mm) ;驱动电动机功率(kW ) ;dN被计算齿轮的计算转速(r/min) ;j大齿轮齿数与小齿轮齿数之比,外啮合取“ +”,内啮合取“-” ;u小齿轮的齿数(齿) ;1z齿宽系数, (B 为齿宽,m 为模数) ,m; =8 40材料的许用接触应力( ) 。取 =650 Mpaj MPaj(2)基本组的齿轮参数计算III 轴: mrnuZj 6.231560358.)1(16min/; 22j 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸14结合齿轮的模数标准,取标准值 m=3(3)扩大组的齿轮参数计算IIIII 轴: mrnuZj 6.20632405.)1(168min/;3j 取整后模数为:III 轴:3mm;IIIII 轴:3mm。如表 3-7 所示。表 3-7 模数(2)基本组齿轮计算。表 3-8 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽Z121 63 69 55.5 24Z 54 162 168 154.5 24Z229 87 93 79.5 24Z 46 138 144 130.5 24Z325 75 81 67.5 24Z 50 150 156 142.5 24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组号 基本组 扩大组模数 mm 3 3 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸15jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为:wswaYnz)(109235式中 N-传递的额定功率(kW) ,这里取 N 为电动机功率,N=3.5kW;-计算转速(r/min). =630(r/min);jnjm-初算的齿轮模数( mm), m=3(mm);B-齿宽(mm);B=24(mm);z-小齿轮齿数;z=27;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78;-寿命系数;sK= TnNq-工作期限系数;mTC016T-齿轮工作期限,这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速( r/min)1n-基准循环次数,接触载荷取 = ,弯曲载荷取 =0 0C710C612m-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 =1.13 3-动载荷系数,查【5】2 上,取 =12-齿向载荷分布系数,查【5】2 上, =11K1KY-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 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸16=78 Mpaww(3)扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表 3-9表 3-9 齿轮几何尺寸齿轮 Z4 Z4 Z5 Z5齿数 67 53 40 80分度圆直径 201 159 120 240齿顶圆直径 207 165 126 246齿根圆直径 193.5 151.5 112.5 332.5齿宽 24 24 24 24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=135Mpaww3.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式 6,传动轴直径按扭转刚度用下式计算: 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸17d=1.64 (mm)4Tn或 d=91 (mm)4jN式中 d-传动轴直径(mm)Tn-该轴传递的额定扭矩(N*mm) T=9550000 ;JnNN-该轴传递的功率(KW)-该轴的计算转速jn-该轴每米长度的允许扭转角, = 。01各轴最小轴径如表 3-10。表 3-10 最小轴径3.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=2.5/3.5kw,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 =341.07NmnP3.580假设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) F c= =4716N09.7341轴 号 轴 轴 III 轴最小轴径 mm 35 40 45 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸18背向力(沿 x 轴) F p=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 =2636.325N根据文献【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的刚1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos度:K A= 1689.69 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al0=1202.0=240mm0l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。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸19第 4 章 主要零部件的选择 4.1 电动机的选择转速n710/1420r/min,功率P2.5/3.5kW选用Y系列三相异步双速电动机 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 键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格:BXL=10X56 II轴选择花键规格:NXdXDXB =8X36X40X7 III轴选择键规格:BXL=14X90 4.4 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。 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸20第 5 章 校核5.1 刚度校核(1)轴的受力分析1)求轴传递的转矩T=9.55 =9.55 =238.75 Nmm60nP6103.543102)求轴上的作用力齿轮上的圆周力= = =2652NmmtF2dT34.7180齿轮上的径向力= tan = 2652tan20=965Nmmrt3)确定轴的跨距=255, =130, =80123(2)轴的受力分析1)作轴的空间受力简图如图 5-1轴的空间受力简图 5-1AHDVCB2)作水平受力简图和弯矩图=292N, =5549NAHFBH=74460N, =-303120N 1M23)作垂直受力简图和弯矩图=466N, =913NAVBV 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸21=118830N 3M轴的载荷分析图 5-24)作合成弯矩图= =140231NmmIM2213= =303120NmmI 5)作转矩图=341.07 Nmm=341070 NmmT306)作当量弯矩图= =368773Nmme 22(.6)IT由机械设计教材表 7.5 查得,对于 45 钢, =600Mpa, b=55Mpa,由公式1w= = =30.0Mpa ,故轴的强度足够。eB30.deM387.(0)1w 轴挠度校核:单一载荷下,轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算:: 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸22YmZnDxNLYba 43375.09.1L-两支承的跨距;D-轴的平均直径;X= /L; -齿轮工作位置处距较近支承点的距离;iaiN-轴传递的全功率; YYbabah cos22-输入扭距齿轮挠度;-输出扭距齿轮挠度b;)(-被演算轴与前后轴连心线夹角; =144啮合角 =20,齿面摩擦角 =5.72。代入数据计算得: =0.026; =0.084; =0.160;2ay3ay1ay=0.205; =0.088; =0.025。5b4b6b合成挠度 =0.238cos511aahY查文献【6】 ,带齿轮轴的许用挠度 =5/10000*Ly即 =0.268。y因合成挠度小于许用挠度,故轴的挠度满足要求。 轴扭转角的校核:传动轴在支承点 A,B 处的倾角 可按下式近似计算:BA,radlyhA3将上式计算的结果代入得:B052.由文献【6】 ,查得支承处的 =0.001因 0.001,故轴的转角也满足要求。.A5.2 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 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸23轴受力分析图 5-3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 L 10h=15000hL10h= = =n1670)PC(180673)28.10(hL 10h=15000h3.)4954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。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。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 充值购买-下载设计文档后,加 Q-1459919609 免费领取图纸25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。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5 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 谢在课程设计过程中,感谢很多同学的帮助和指点,感谢院系各位老师多年来的谆谆教诲,感谢他们默默的栽培我。本次设计是在王仲文老师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。从课题的选择到设计的最终完成,并对我们设计过程遇到的问题进行了解决,让我们得以顺利完成,在设计过程中也学到了很多知识,受益匪浅。过而能改,善莫大焉。在课程设计过程中,我们不断发现错误,不断改正,不断领悟,不断获取。最终的检测调试环节,本身就是在践行“过而能改,善莫大焉”的知行观。这次课程设计终于顺利完成了,在设计中遇到了很多问题,最后在老师的指导下,终于游逆而解。在今后社会的发展和学习实践过程中,一定要不懈努力,不能遇到问题就想到要退缩,一定要不厌其烦的发现问题所在,然后一一进行解决,只有这样,才能成功的做成想做的事,才能在今后的道路上劈荆斩棘,而不是知难而退,那样永远不可能收获成功,收获喜悦,也永远不可能得到社会及他人对你的认可!课程设计诚然是一门专业课,给我很多专业知识以及专业技能上的提升,同时又是一门讲道课,一门辩思课,给了我许多道,给了我很多思,给了我莫大的空间。同时,设计让我感触很深。使我对抽象的理论有了具体的认识。我认为,在这学期的实验中,不仅培养了独立思考、动手操作的能力,在各种其它能力上也都有了提高。更重要的是,在实验课上,我们学会了很多学习的方法。而这是日后最实用的,真的是受益匪浅。要面对社会的挑战,只有不断的学习、实践,再学习、再实践。这对于我们的将来也有很大的帮助。以后,不管有多苦,我想我们都能变苦为乐,找寻有趣的事情,发现其中珍贵的事情。就像中国提倡的艰苦奋斗一样,我们都可以在实验结束之后变的更加成熟,会面对需要面对的事情。此外,在这次课程设计过程中,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!I分级变速主传动系统设计摘 要设计机床的主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。分级变速是指传动链执行件的输出速度(或转速)在一定的范围内分级变化,即在变速范围内输出一组速度值。本设计中分级变速传动系统采用滑移齿轮实现传动变速。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求,分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手,通过查询有关工程手册,确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案,计算和校核相关运动参数和动力参数。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II目 录摘 要 .I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 图样技术设计 .11.2.3 编制技术文件 .11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 .21.3.1 课程设计题目和主要技术参数 .21.3.2 技术要求 .2第 2 章 运动设计 .32.1 运动参数及转速图的确定 .32.1.1 转速范围 .32.1.2 转速数列 .32.1.3 确定结构式 .32.1.4 确定结构网 .32.1.5 绘制转速图和传动系统图 .42.2 确定各变速组齿轮传动副齿数 .52.3 核算主轴转速误差 .6第 3 章 动力计算 .83.1 带传动设计 .83.2 计算转速的计算 .123.3 齿轮模数计算及验算 .133.4 传动轴最小轴径的初定 .163.5 主轴合理跨距的计算 .17第 4 章 主要零部件的选择 .194.1 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 .22第 6 章 结构设计及说明 .24III6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .246.2 展开图及其布置 .24结 论 .25参考文献 .26致 谢 .271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。21.3 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 11:分级变速主传动系统设计技术参数:Nmin=80r/min;N max=630r/min;Z=10 级;公比为 1.26;电动机功率 P=2.5/3.5kW;电机转速n=710/1420r/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。3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= = =7.875minaxN80632.1.2 转速数列查1表 2.12,首先找到 80r/min、然后每隔 3 个数取一个值(1.26=1.06 4) ,得出主轴的转速数列为 80r/min、100 r/min、125 r/min、 160 r/min、200r/min 、250r/min、315r/min 、400 r/min、500 r/min、 630 r/min 共 10 级。2.1.3 确定结构式对于 Z=10 可以按照 Z=12,实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合:1234 124312322 12232 1222312=232。在上列两行方案中,第一行的方案有时可以节省一根传动轴,缺点是有一个传动组内有四个传动副。如用一个四联滑移齿轮,则会增加轴向尺寸;如果用两个双联滑移齿轮,操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合,所以少用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则,方案 12322 是可取的。但是,由于主轴换向采用双向离合器结构,致使轴尺寸加大,此方案也不宜采用,而应选用方案 12232。2.1.4 确定结构网12=232 的传动副组合,其传动组的扩大顺序又可以有以下 6 种形式:A、12=2 13226 B、12=2 13422 C、12 =2 33126 4D、12=2 63123 E、12=2 23421 F、12=2 63221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=12=233126 其结构网如图 2-1。已知该题设选用电机为二级调速电机,其分摊了 0-1 级的 2 个级别的变速。图 2-1 结构网 2.1.5 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)绘制转速图如图 2-2(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:A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m)5图 2-2 转速图2.2 确定各变速组齿轮传动副齿数(1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-206图 2-3 主传动系统图(3)齿轮齿数的确定。据设计要求 Zmin1820,齿数和Sz100120,由图 2-3,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 2-1。表 2-1 齿轮齿数基本组 第一扩大组传动比 1:1.58 1:2 1:2.52 1.26:1 1:2代号 Z1Z Z 2ZZ3Z Z4Z Z5Z 齿数 29 46 25 50 21 54 67 53 40 802.3 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710( -1)n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 选一种情况计算对 Nmax=630r/min,实际转速Nmax=1420 =641.11r/min 1082946537则有= =1.762.6n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 6301.4对 Nmin=80r/min,实际转速 Nmin=710 =79.61r/min 8254则有= =0.482.6n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 061.79因此满足要求。同理,根据计算得出其他各组的数据如表 2-2:表 2-2 各级转速误差n 630 500 400 315 250 200 160 125 100 80n641.11513 408 322 258 205 162 129 103 79.61误差2.36% 2.59% 2.01% 2.36% 2.222.56%1.27% 2.22%2.56% 0.48转速误差都小于 2.6,因此不需要修改齿数。8第 3 章 动力计算3.1 带传动设计输出功率 P=2.5/3.5kw,转速 n1=710/1420r/min,n2=400/800r/min1.计算设计功率 Pd edAdPK表 3-1 工作情况系数 AK原动机类 类一天工作时间 /h工作机 101016 1601016 16载荷平稳液体搅拌机;离心式水泵;通风机和鼓风机( ) ;离心式压缩7.5kW机;轻型运输机1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3载荷变动小带式运输机(运送砂石、谷物) ,通风机( ) ;7.5k发电机;旋转式水泵;金属切削机床;剪床;压力机;印刷机;振动筛1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4载荷变动较大螺旋式运输机;斗式上料机;往复式水泵和压缩机;锻锤;1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.69磨粉机;锯木机和木工机械;纺织机械载荷变动很大破碎机(旋转式、颚式等) ;球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.82选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1。图 3-1 V 带带轮选型图根据算出的 Pd3.85kW 及小带轮转速 n11420r/min ,查图得:d d=80100 mm 可知应选取 A 型 V 带。3.确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P 298表 137 查得,小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1= 100mm ddmin.=75 mm(d d1根据 P295表 13-4 查得)10表 3-2 V 带带轮最小基准直径 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=1.75,=10.75.m8d di所 以 由机械设计P 295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ,得 =180mm2d 误差验算传动比: ( 为弹性218.4()(%)di误 滑动率)误差 ,符合要求1.840%02.5i误 带速 1v=7.4/66dnms满足 5m/s300mm,所以宜选用 E 型轮辐式带轮。总之,小带轮选 H 型孔板式结构,大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料:选用灰铸铁,HT200。7确定带的张紧装置选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。8计算压轴力由机械设计P 303表 1312 查得,A 型带的初拉力 F0140.62N,上面已得到 =168.63o,z=3,则1a168.32sin=340.2sinN=9.6ooFz3.2 计算转速的计算(1)主轴的计算转速n j,由公式n =n 得,主轴的计算转速jmin)13/(znj=137.18r/min,取160 r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴共有 6 级转速:200r/min、250 r/min、315 r/min、400r/min、500r/min、630r/min。若经传动副 Z / Z 传动主轴,1则全部传递全功率;若经传动副 Z / Z 传动主轴,全部传递全功率,其2中 200r/min 是传递全功率的最低转速, 故其计算转速 nj=200 r/min; 轴有 2 级转速,且都传递全功率,所以其计算转速 nj=315 r/min。各计算转速入表 3-5。表 3-5 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 800 315 16013(3) 确定齿轮副的计算转速。确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 装在主轴上并具有 315-1000r/min5共 6 级转速,它们都传递全功率,故 Z j=315 r/min。齿轮 Z 装在轴上,有 200-630 r/min 共 6 级转速,但经齿轮副5Z / Z 传动主轴,则全部传递全功率,故 Z j=200r/min。依次可以得出5 5其余齿轮的计算转速,如表 3-6。表 3-6 齿轮副计算转速单位:(rmin) 1序号 Z1Z Z 2Z Z3Z n j800 800 315 315 160 1603.3 齿轮模数计算及验算(1)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,321)(jjmnuzP式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数(mm) ;驱动电动机功率(kW ) ;dN被计算齿轮的计算转速(r/min) ;j大齿轮齿数与小齿轮齿数之比,外啮合取“+” ,内啮合取“-” ;u小齿轮的齿数(齿) ;1z齿宽系数, (B 为齿宽,m 为模数) ,m; =8 40材料的许用接触应力( ) 。取 =650 Mpaj MPaj(2)基本组的齿轮参数计算III 轴: mrnuZj 6.231560358.)1(16min/; 22j 14结合齿轮的模数标准,取标准值 m=3(3)扩大组的齿轮参数计算IIIII 轴: mrnuZj 6.20632405.)1(168min/;3j 取整后模数为:III 轴:3mm;IIIII 轴:3mm。如表 3-7 所示。表 3-7 模数(2)基本组齿轮计算。表 3-8 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽Z121 63 69 55.5 24Z 54 162 168 154.5 24Z229 87 93 79.5 24Z 46 138 144 130.5 24Z325 75 81 67.5 24Z 50 150 156 142.5 24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组号 基本组 扩大组模数 mm 3 315jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为:wswaYnz)(109235式中 N-传递的额定功率(kW) ,这里取 N 为电动机功率,N=3.5kW;-计算转速( r/min) . =630(r/min);jnjm-初算的齿轮模数( mm), m=3(mm);B-齿宽(mm);B=24(mm);z-小齿轮齿数;z=27;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78;-寿命系数;sK= TnNq-工作期限系数;mTC016T-齿轮工作期限,这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速( r/min)1n-基准循环次数,接触载荷取 = ,弯曲载荷取 =0 0C710C612m-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 =1.13 3-动载荷系数,查【5】2 上,取 =12-齿向载荷分布系数,查 【5】2 上, =11K1KY-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 jj16=78 Mpaww(3)扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表 3-9表 3-9 齿轮几何尺寸齿轮 Z4 Z4 Z5 Z5齿数 67 53 40 80分度圆直径 201 159 120 240齿顶圆直径 207 165 126 246齿根圆直径 193.5 151.5 112.5 332.5齿宽 24 24 24 24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=135Mpaww3.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式 6,传动轴直径按扭转刚度用下式计算:17d=1.64 (mm)4Tn或 d=91 (mm)4jN式中 d-传动轴直径(mm)Tn-该轴传递的额定扭矩(N*mm) T=9550000 ;JnNN-该轴传递的功率(KW)-该轴的计算转速jn-该轴每米长度的允许扭转角, = 。01各轴最小轴径如表 3-10。表 3-10 最小轴径3.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=2.5/3.5kw,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 =341.07NmnP3.580假设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) F c= =4716N09.7341轴 号 轴 轴 III 轴最小轴径 mm 35 40 4518背向力(沿 x 轴) F p=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 =2636.325N根据文献【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的刚1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos度:K A= 1689.69 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al0=1202.0=240mm0l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。19第 4 章 主要零部件的选择 4.1 电动机的选择转速n710/1420r/min,功率P2.5/3.5kW选用Y系列三相异步双速电动机 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 键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格:BXL=10X56 II轴选择花键规格:NXdXDXB =8X36X40X7 III轴选择键规格:BXL=14X90 4.4 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。20第 5 章 校核5.1 刚度校核(1)轴的受力分析1)求轴传递的转矩T=9.55 =9.55 =238.75 Nmm60nP6103.543102)求轴上的作用力齿轮上的圆周力= = =2652NmmtF2dT34.7180齿轮上的径向力= tan = 2652tan20=965Nmmrt3)确定轴的跨距=255, =130, =80123(2)轴的受力分析1)作轴的空间受力简图如图 5-1轴的空间受力简图 5-1AHDVCB2)作水平受力简图和弯矩图=292N, =5549NAHFBH=74460N, =-303120N 1M23)作垂直受力简图和弯矩图=466N, =913NAVBV21=118830N 3M轴的载荷分析图 5-24)作合成弯矩图= =140231NmmIM2213= =303120NmmI 5)作转矩图=341.07 Nmm=341070 NmmT306)作当量弯矩图= =368773Nmme 22(.6)IT由机械设计教材表 7.5 查得,对于 45 钢, =600Mpa, b=55Mpa,由公式1w= = =30.0Mpa ,故轴的强度足够。eB30.deM387.(0)1w 轴挠度校核:单一载荷下,轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算::22YmZnDxNLYba 43375.09.1L-两支承的跨距;D-轴的平均直径;X= /L; -齿轮工作位置处距较近支承点的距离;iaiN-轴传递的全功率; YYbabah cos22-输入扭距齿轮挠度;-输出扭距齿轮挠度b;)(-被演算轴与前后轴连心线夹角; =144啮合角 =20,齿面摩擦角 =5.72。代入数据计算得: =0.026; =0.084; =0.160;2ay3ay1ay=0.205; =0.088; =0.025。5b4b6b合成挠度 =0.238cos511aahY查文献【6】 ,带齿轮轴的许用挠度 =5/10000*Ly即 =0.268。y因合成挠度小于许用挠度,故轴的挠度满足要求。 轴扭转角的校核:传动轴在支承点 A,B 处的倾角 可按下式近似计算:BA,radlyhA3将上式计算的结果代入得:B052.由文献【6】 ,查得支承处的 =0.001因 0.001,故轴的转角也满足要求。.A5.2 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23轴受力分析图 5-3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 L 10h=15000hL10h= = =n1670)PC(180673)28.10(hL 10h=15000h3.)4954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。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。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25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。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5 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 谢在课程设计过程中,感谢很多同学的帮助和指点,感谢院系各位老师多年来的谆谆教诲,感谢他们默默的栽培我。本次设计是在王仲文老师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。从课题的选择到设计的最终完成,并对我们设计过程遇到的问题进行了解决,让我们得以顺利完成,在设计过程中也学到了很多知识,受益匪浅。过而能改,善莫大焉。在课程设计过程中,我们不断发现错误,不断改正,不断领悟,不断获取。最终的检测调试环节,本身就是在践行“过而能改,善莫大焉”的知行观。这次课程设计终于顺利完成了,在设计中遇到了很多问题,最后在老师的指导下,终于游逆而解。在今后社会的发展和学习实践过程中,一定要不懈努力,不能遇到问题就想到要退缩,一定要不厌其烦的发现问题所在,然后一一进行解决,只有这样,才能成功的做成想做的事,才能在今后的道路上劈荆斩棘,而不是知难而退,那样永远不可能收获成功,收获喜悦,也永远不可能得到社会及他人对你的认可!课程设计诚然是一门专业课,给我很多专业知识以及专业技能上的提升,同时又是一门讲道课,一门辩思课,给了我许多道,给了我很多思,给了我莫大的空间。同时,设计让我感触很深。使我对抽象的理论有了具体的认识。我认为,在这学期的实验中,不仅培养了独立思考、动手操作的能力,在各种其它能力上也都有了提高。更重要的是,在实验课上,我们学会了很多学习的方法。而这是日后最实用的,真的是受益匪浅。要面对社会的挑战,只有不断的学习、实践,再学习、再实践。这对于我们的将来也有很大的帮助。以后,不管有多苦,我想我们都能变苦为乐,找寻有趣的事情,发现其中珍贵的事情。就像中国提倡的艰苦奋斗一样,我们都可以在实验结束之后变的更加成熟,会面对需要面对的事情。此外,在这次课程设计过程中,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!
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