題目30-分級變速主傳動系統(tǒng)設計： Nmin=50rmin；Nmax=1120rmin；Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉速n=710-1420rmin

【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605

機械系統(tǒng)設計 課 程 設 計 題 目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計（題目30） 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 姓 名： xxx xxx xxxx 學 號： xxx xxx xxxx 指導教師： 2012年 月 日 《目錄》 摘要 ………………………………………………… 2 第1章 緒論………………………………………………3 第2章 運動設計…………………………………………5 1.確定極限轉速，轉速數(shù)列，結構網(wǎng)和結構式..............5 2.主傳動轉速圖和傳動系統(tǒng)圖............................7 3.確定變速組齒輪齒數(shù)，核算主軸轉速誤差................8 第3章 動力計算…………………………………………9 1.傳動件的計算轉速................................... 9 2.傳動軸和主軸的軸徑設計............................ 10 3.計算齒輪模數(shù).......................................11 4.帶輪設計...........................................15 第4章 主要零部件選擇……………………………… 20 第5章 校核…………………………………………… 21 結束語……………………………………………………22 參考文獻…………………………………………………23 摘要 設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。 第一章 緒論 （一） 課程設計的目的 《機械系統(tǒng)課程設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。 （二） 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 1 課程設計題目和主要技術參數(shù) 題目30：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)：Nmin=50r/min；Nmax=1120r/min；Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=4KW；電機轉速n=710/1420r/min 2 技術要求 1. 利用電動機完成換向和制動。 2. 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。 3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。 第二章 運動設計 1 運動參數(shù)及轉速圖的確定 （1） 轉速范圍。Rn== 1120/50=22.4 （2） 轉速數(shù)列。查《機械系統(tǒng)設計》表 2-9標準數(shù)列表，首先找到50r/min、然后每隔5個數(shù)取一個值，得出主軸的轉速數(shù)列為50 r/min、71 r/min、100r/min、140 r/min、200r/min、280r/min，400r/min，560r/min，800r/min，1120r/min共10級。 （3） 定傳動組數(shù)，選出結構式。對于Z=8可得結構式：Z=8=22×21×24。并在最后一級使用混合公比。 （4）根據(jù)傳動結構式,畫結構圖。 根據(jù)“前多后少”,“ 前密后疏”，“升2降4”,“前滿后快”的原則,選取傳動方案 Z=22×23×24,可知第二擴大組的變速范圍 r2=1.415=5.57<8滿足“升2降4”要求，其結構網(wǎng)如圖2-1。 圖2-1結構網(wǎng) Z=8=22×23×24 （5） 畫轉速圖。轉速圖如下圖2-2。 圖2-2 系統(tǒng)轉速圖 （6）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3： 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖 （7）齒輪齒數(shù)的確定。根據(jù)齒數(shù)和不宜過大原則一般推薦齒數(shù)和在100～120之間，和據(jù)設計要求Zmin≥17,原則。并且變速組內取模數(shù)相等，變速組內由《機械系統(tǒng)設計》表3-1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù) 傳動比 第一擴大組 第二擴大組 1:1 1:2.8 1.41:1 1:2.8 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z 齒數(shù) 59 59 31 87 69 49 31 87 2 主軸傳動件計算 2.1 計算轉速 （1）.主軸的計算轉速 本設計所選的是中型普通車床，所以由《機械系統(tǒng)設計》表3-2中的公式 ＝50×1.41（8/3-1） ＝88.6r/min 取90 r/min (2). 傳動軸的計算轉速 在轉速圖上，軸Ⅱ在最低轉速140r/min時經(jīng)過傳動組b的69/49傳動副，得到主軸轉速為200r/min。這個轉速高于主軸計算轉速，在恒功率區(qū)間內，因此軸2的最低轉速為該軸的計算轉速即nIIj=140/min,同理可求得軸1的計算轉速為nIj=400r/min （3）確定各齒輪計算轉速 由機械設計知識可知，一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因此只需求出危險小齒輪的計算轉速。在傳動組b中Z46在軸Ⅲ上具有1120r/min,560r/min,400r/min,200/min這六種轉速都在恒功率區(qū)間內，即都要求傳遞最大功率所以齒輪Z46的計算轉速為這四種轉速的最小值即=200r/min 同理可求得其余兩對嚙合齒輪中危險齒輪的計算轉速即 , =400r/min =280r/min 3驗算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即 |實際轉速n`-標準轉速n| ———————————— < 10(-1)％ 標準轉速n 對于標準轉速n=50r/min時，其實際轉速n`=400×31/87×31/87=50.78r/min (50.78-50)/50=1.56%<4.1% 因此滿足要求。 同理可得各級轉速誤差如表 各級轉速誤差 n 50 100 140 200 280 400 560 1120 n` 50.78 101.57 142.53 200.70 285.06 394.29 563.27 1126.53 誤差 1.57% 1.57% 1.8% 0.35% 1.81% 1.42% 0.58% 0.58% 各級轉速都滿足要求，因此不需要修改齒數(shù)。 第三章 動力計算 1．主軸傳動軸直徑初選 （1）主軸軸徑的確定 在設計初期，由于主軸的結構尚未確定，所以只能根據(jù)現(xiàn)有的資料初步確定主軸直徑。由<<機械系統(tǒng)設計>>表4-9初選取前軸徑 ，后軸頸的軸徑為前軸徑，所以。 （2）傳動軸直徑初定 傳動軸直徑按文獻[5]公式（6）進行概算 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） ----該軸的計算轉速 ---該軸每米長度的允許扭轉角，=~。 取= N0=P0=4Kw。 N1=P1=P0×0.96=3.84Kw N2=P2=P1×0.995×0.97=3.71Kw N3=P3=P2×0.99=3.67Kw 軸Ⅰ： 取36mm 軸Ⅱ： 取44mm 軸Ⅲ： 取48mm 2．齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算 （1） 齒輪模數(shù)的初步計算 一般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強度由文獻[5]公式（8）進行計算： 式中： 為了不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，并且考慮到軸的直徑，防止在裝配時干涉，對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇： 軸Ⅰ-軸Ⅱ：以最小齒輪齒數(shù)34為準 m=16338 =2.93 取m=3 軸Ⅱ-軸Ⅲ：以最小齒輪齒數(shù)31為準 m=16338=4.16 取m=4 （2） 齒輪參數(shù)的確定 計算公式如下： 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 φm=6~10 取φm=8 由已選定的齒數(shù)和計算確定的模數(shù)，將各個齒輪的參數(shù)計算如下表 （2）第一擴大組齒輪計算。 第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數(shù) 59 59 31 87 分度圓直徑 177 177 93 261 齒頂圓直徑 183 183 99 267 齒根圓直徑 169.5 169.5 85.5 253.5 齒寬 25 25 25 25 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 T1——主動軸傳遞扭矩（Nmm） K——載荷系數(shù)， ——傳動比，，“+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合 ——齒輪分度圓直徑（mm） ——齒寬（mm） ——齒輪模數(shù)（mm） ——齒寬系數(shù)， ——齒輪齒數(shù) ——彈性系數(shù) ——節(jié)點區(qū)域系數(shù) ——接觸強度重合系數(shù) ——齒形系數(shù) ——應力修正系數(shù) ——彎曲強度重合度系數(shù) ——許用接觸應力（Mpa） ——許用彎曲應力（Mpa） 以上各系數(shù)，可查《機械設計》教材進行確定： 取，根據(jù)取1.08 ——許用接觸應力取650 Mpa； ——許用彎曲應力取275 Mpa； 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得： =488.15 Mpa =89.72 Mpa （3）第二擴大組齒輪計算。 第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` 齒數(shù) 69 49 31 87 分度圓直徑 276 196 124 348 齒頂圓直徑 284 204 132 356 齒根圓直徑 266 186 114 338 齒寬 35 35 35 35 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。 同理根據(jù)第一擴大組的計算， 查文獻，可得： 取，=1.05 可求得： 3．帶傳動設計 定V帶型號和帶輪直徑 (1).工作情況系數(shù). (2).計算功率. (3).選帶型號 . (4).確定帶輪直徑D1D2 計算帶長 (1).初取中心距. (2).計算帶.基準長度. (3).計算實際中心距 (4)確定中心距調整范圍 (13)小輪包角. 求帶根數(shù) (1).確定額定功率P0 (2)確定各修正系數(shù) （3）確定V帶根數(shù)Z 求軸上載荷 (1)確定單根V帶初拉力 (2)計算壓軸力 （3）帶輪結構. 由機械設計表3.5查的 Pc＝KAP＝1.1×4＝4.4Kw 根據(jù)參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑 確定從動輪基準直徑 =177.5mm 取D2=180mm 計算實際傳動比: 當忽略滑動率時， 驗算傳動比相對誤差，題目的理論傳動比 傳動比相對誤差 =1204.0 按表3.2取標準值 =403mm α＝180。-= 由D1及n1查表3.6并用線性插值法求得P0=1.3Kw 由《機械設計》表 3.8 kα=0.98 由《機械設計》表 3.9 kL=0.93 由《機械設計》表 3.7 △P0=0.15 =3.33 =124.27N （《機械設計》表 3.1 ） = =983.31N 略. KA＝1.1 Pc＝4.4Kw A型 取＝100mm D2＝177.5mm 取D2=180mm 1.4%<5% 合格 ＝380mm =1250mm a=405mm 合格 P0=1.3Kw kα=0.98 kL=0.93 △ P0=0.15 取z=4 =124.27N FQ=983.31N 4 主軸合理跨距的計算 設機床最大加工回轉直徑為?400mm,電動機功率P=4kw，,主軸計算轉速為140r/min。 已選定的前后軸徑為:定懸伸量a=85mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩: TIII ＝ 設該車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸） Fc=250.346/0.09=2781N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1390N 總作用力 F==3109N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=3109N。 先假設l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=3109×N RB=F×=3109×N 根據(jù)《機械系統(tǒng)設計》得：=3.39得前支承的剛度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；==1.93 主軸的當量外徑de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為 I==1.55×10-6m4 η===0.38 查《機械系統(tǒng)設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距=85×2.5=212.5mm 合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。 根據(jù)結構的需要，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=85mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 第四章 主要零部件的選擇 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構 (1)電動機的選擇： 轉速n＝710/1420r/min，功率P＝4kW 選用Y系列三相異步雙速電動機 (2)軸承的選擇(軸承代號均采用新軸承代號) Ⅰ軸：與帶輪靠近段安裝雙列深溝球軸承代號6007，另一安裝深溝球軸承代號6007。 Ⅱ軸：左側布置深溝球軸承代號6008，右側布置深溝球軸承代號6009。 Ⅲ軸：輸出安裝角接觸球軸承配合推力球軸承代號分別為7012和5013，另一端安裝雙列圓柱滾子軸承。 (3)鍵的選擇 Ⅰ軸:安裝帶輪處選擇普通平鍵： 安裝齒輪處選擇普通平鍵： Ⅱ軸:左側齒輪選擇普通平鍵: 右側齒輪選擇普通平鍵: Ⅲ軸:選擇普通平鍵: (4)變速操縱機構的選擇： 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制Ⅰ,Ⅱ軸上的二聯(lián)滑移齒輪。 第五章 校核 1．Ⅱ軸剛度校核 (1)Ⅱ軸撓度校核 單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算: L-----兩支承的跨距； D-----軸的平均直徑； X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離； N-----軸傳遞的全功率； 校核合成撓度： -----輸入扭距齒輪撓度； -------輸出扭距齒輪撓度 ； ---被演算軸與前后軸連心線夾角，取=91°，嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。 代入數(shù)據(jù)計算得：=0.147，=0.045，=0.075，=0.087。 合成撓度 =0.254； 查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L，即=0.287。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。 (2)Ⅱ軸扭轉角的校核 傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算： 將上式計算的結果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。 2．軸承壽命校核 由Ⅱ軸最小軸徑可取軸承為6008深溝球軸承,ε=3，P=XFr+YFa X=1，Y=0。 對Ⅱ軸受力分析 得：前支承的徑向力Fr=2847.32N，由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h， 軸承壽命滿足要求。 結束語 經(jīng)過兩周的課程設計，在老師的耐心指導和自己的努力分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，這次課程設計使我充分應用了以前所學的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題，進一步鞏固和深化了以前的所學的專業(yè)基礎知識， 同時也是對《機械系統(tǒng)設計》學習的一個深入認識和理解的過程。同時也鍛煉了自己獨立完成工作的能力，熟悉了一些設計思想懂得了一些設計中的注意事項.本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，學會應用標準，規(guī)范，和查閱相關資料的本領，掌握了機械設計的基本技能，對以后的工作有很大的幫助。 參考文獻 【1】 段鐵群.《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社，第一版； 【2】 孫全穎.《機械精度設計與質量保證》哈爾濱工業(yè)大學出版社； 【3】于惠力 向敬忠 《機械設計》.高等教育出版社，第四版； 【4】于惠力 張春宜 《機械設計課程設計》，科學出版社； 【5】戴署 《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社； 【6】陳易新 《金屬切削機床課程設計指導書》； 【7】《金屬切削機床典型結構圖集》主傳動部件； 【8】《機床設計手冊》2 上冊。 千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印?！敖Y論”以前的所有正文內容都要編寫在此行之前。 - 1 -